close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

4091 kapelovich b.e ekspluataciya paroturbinnih ustanovok

код для вставкиСкачать
а ш
Б. Э. Капелович
ЭКСПЛУАТАЦИЯ
ПАРОТУРБИННЫХ
УСТАНОВОК
«ЭНЕРГИЯ» • МОСКВА 1975
6 П2.23
К 20
УДК 621.165 004.5
Капелович Б. Э.
К 20
Эксплуатация
«Энергия», 1975.
288 с. с ил.
паротурбинных
:
установок.
• §р
'
. V,
М.г
- 1
В книге -содержатся основные положения, касающиеся эксплуата­
ции современных паротурбинных установок. Рассматриваются вопросы
пуска, останова и нормальной эксплуатации турбин, а также вопросы
эксплуатации систем регулирования, масло хозяйства, конденсационных
устройств и вспомогательного оборудования турбинного цеха. Анали­
зируются пусковые схемы блочных установок и излагаются основные
вопросы, касающиеся пуска и останова блочных турбоагрегатов.
Книга предназначена для работников тепловых электрических
станций. Она может быть полезна также студентам энергетических
вузов и факультетов,
'
1 , / 30303-586
а т ы н д а г » і о5 і( 0 і )-75
34-75
а к а д е м и к С .Б е й с е м б а е н
II
II
II
і!
6 П2.23
а т ы н д а ғ ы ғы лы ы и
1 / 1 Т Л П ^ Л ! Издательство «Энергия», 1975.
,—
г\1 I А І І л А п А і і
д
С
—)
ПРЕДИСЛОВИЕ
Эксплуатация современных паротурбинных установок требует от
обслуживающего персонала тщательного изучения их устройства, глуоких знаний тех процессов, которые протекают в их отдельных узлах
и элементах. Предлагаемая книга является попыткой создания посо­
бия по эксплуатации как всей турбоустановки в целом, так и отдель­
ных ее элементов. Наибольшая трудность создания такого пособия за ­
ключается в многообразии типов и конструкций выпущенных ранее и из­
готовляющихся в настоящее время турбин. Современные турбоагрегаты
различного назначения и с различными начальными параметрами пара
имеют существенные конструктивные отличия и требуют различного
подхода к «вопросам их эксплуатации.
С другой стороны, эксплуатация всех без исключения турбоагрега­
тов имеет ряд общих положений, вытекающих из единого принципа
работы и одинаковых конструктивных решений, что служит предпосыл­
кой для создания единого учебного пособия по эксплуатации турбо­
агрегатов различных типов и мощностей.
В связи с преимущественным развитием современной энергетики
на базе блочных паротурбинных установок эксплуатации последних
посвящена значительная часть настоящей книги. Несмотря на большое
количество информации, выпущенной по этим установкам, материал
по ним до сих пор как следует не систематизирован и опубликован
в основном в различных статьях, эксплуатационных циркулярах и от­
четах наладочных организаций. Методическая обработка и системати­
зация данного материала являлась одной из задач настоящей книги.
Второй, не менее важной, задачей было обобщение передового опыта
эксплуатации турбинного оборудования электростанций. Разделы,
касающиеся нестационарных тепловых процессов турбин и пусковых
схем энергоблоков, должны оказать помощь в освоении пусковых опе­
раций.
"
При составлении книги основное внимание было уделено вопросам
эксплуатации отечественного энергетического оборудования, при этом
широко были использованы материалы головных научно-исследователь­
ских институтов и наладочных организаций.
Все положения, рассматриваемые в книге, базируются на соответ­
ствующих разделах «Правил технической эксплуатации электрических
станций и сетей».
'
Автор выражает глубокую благодарность сотрудникам ВТИ
им. Ф. Э. Дзержинского кандидатам техн.наук В. В. Лыско, М. А. Трубилову, С. Н. Фуксу и инж. А. П. Ж арову за тщательное и квалифици­
рованное редактирование рукописи.
Замечания и пожелания по содержанию книги просьба направлять
по адресу: 113114, Москва, Шлюзовая набережная, 10, издательство
«Энергия».
Автор
ВВЕДЕНИЕ
Одним из условий обеспечения
роста производительных сил нашей
страны является быстрое наращива­
ние энергетических мощностей и
увеличение выработки электриче­
ской энергии. Девятая пятилетка
была пятилеткой дальнейшего про­
гресса отечественной энергетики,
вышедшей по ряду основных пока­
зателей на передовые рубежи. В те­
чение этих лет среднегодовой при­
рост производства электроэнергии
доведен до 59—60 млрд. кВт • ч.
Этот прирост равен всей выработке
электроэнергии в нашей стране за
1947 г. К концу 1975 г. общая выра­
ботка электроэнергии
достигнет
1035 млрд. кВ т-ч, причем основное
производство электроэнергии (бо­
лее 84%) придется на долю тепло­
вых электрических станций.
Определяющим принципом раз­
вития советской теплоэнергетики
является
увеличение
мощности
электростанций, увеличение единич­
ной мощности агрегатов, повыше­
ние начальных параметров пара. З а
4 года девятой пятилетки количест­
во электростанций с установленной
мощностью свыше 1 млн. кВт до­
стигло 44, причем 15 из них имеют
мощность свыше 2 млн. кВт. Сум­
марная
мощность
энергоблоков
150—800 МВт к концу 1974 г. соста­
вила 76,5 млн. кВт, или 49,1%
мощности всех тепловых электро­
станций СССР. Из этого количества
блоки на сверхкритические пара­
метры пара имеют суммарную
мощность 42 млн. кВт, что состав­
ляет 54% общей мощности энерго­
блоков.
Важнейшим результатом,
до­
стигнутым в девятой пятилетке, яв­
ляется отработка режимов работы
установок на сверхкритические п а­
раметры пара, вследствие чего эти
агрегаты на большинстве электро­
станций достигли своих проектных
показателей.
Значительные успехи достигну­
ты в развитии теплофикации, где
наша страна уверенно занимает ве­
дущее место. Внедрены в эксплуа­
тацию и освоены новые типы тепло­
фикационных турбин мощностью
250 и 135 МВт. Отпуск тепловой
энергии от электрических станций
к концу 1975 г. достигнет 931 млн.
Гкал и составит 73,5% всего теплопотребления в стране.
Большая работа проводится по
освоению новых головных образцов
энергоблоков мощностью 500 и
800 МВт — основных агрегатов бу­
дущей пятилетки. В настоящее вре­
мя эти машины устойчиво рабо­
тают с полной нагрузкой и высоки­
ми технико-экономическими пока­
зателями. На ленинградском Ме­
таллическом заводе им. XXII съез­
да ҚПСС идет изготовление уни­
кальной одновальной турбины мощ­
ностью 1200 МВт. Достигнут опре­
деленный
прогресс в освоении
средств управления мощными энер­
гоблоками и объединенными энер­
госистемами, что в значительной
степени будет определять техниче­
ский уровень развития энергетик»
в десятой пятилетке.
Такое бурное развитие энергети­
ки предъявляет исключительно вы­
сокие требования к эксплуатации
энергетического оборудования. С уве­
личением
единичных
мощностей
турбин эксплуатация их существен­
но усложнилась. Изменились усло­
вия прогрева и пуска турбоагрега­
тов, стали более сложными тепло­
вые и пусковые схемы, повысились
требования к качеству питательной
воды, появились новые элементы ав­
томатики и защиты. Блочная компо­
новка оборудования требует высокой
надежности каждого его элемента.
Большая продолжительность пу­
ска мощных энергоблоков вызывает
повышенные расходы тепла на пу­
сковые операции и оказывает замет­
ное влияние на экономические пока­
затели электростанций.
Существенное усложнение эксплуатации нового оборудования при­
вело к снижению маневренности
блоков. В то же время возросла и
продолжает увеличиваться неравно­
мерность суточного графика элект­
рической нагрузки и неравномер­
ность нагрузки по дням недели.
Это заставляет изыскивать новые
методы пуска турбин и содержания
блоков в горячем резерве.
Низкая культура эксплуатации
оборудования может свести к нулю
экономические выгоды от сверхкритичееких начальных параметров па­
ра, оставив в силе только неблаго­
приятные факторы, указанные выше.
Практика показывает, что вследст­
вие больших потерь пара и тепла,
низких
длительной
грузках, частых и продолжительных
пусков, неудовлетворительной рабо­
ты конденсационной установки и
системы регенерации экономические
показатели станций на сверхкритические параметры с турбинами
К-300-240 оказывались в ряде случа­
ев хуже соответствующих показате­
лей станций на более низкие началь­
ные параметры пара с турбинами
К-200-130, где культура эксплуата­
ции была на более высоком уровне.
Это доказывается опытом как оте­
чественной, так и зарубежной энер­
гетики.
Поэтому переход на новый, более
высокий уровень начальных пара­
метров пара и мощности энергети­
ческих установок требует перехода
к новым, качественно более совер­
шенным методам эксплуатации та­
ких установок.
Эксплуатация современного энер­
гоблока не мыслится без автомати­
зации и дистанционного управления
им. Применение вычислительной тех­
ники и управляющих машин ставит
эксплуатацию энергетического обо­
рудования на новую, более высокую
ступень. Уже в настоящее время су­
ществуют управляющие системы, по­
зволяющие оптимизировать как нор­
мальную эксплуатацию блока, так
и пусковые операции. В этих усло­
виях уровень подготовки обслужи­
вающего персонала должен пол­
ностью соответствовать техническо­
му состоянию современной энерге­
тики.
Глава первая
ОРГАНИЗАЦИЯ РАБОТЫ ТУРБИННОГО
(КОТЛОТУРБИННОГО) ЦЕХА
Паротурбинная установка, состоящая из турбины, электричеокого
генератора и их вспомогательных
механизмов, относится к основному
оборудованию тепловой электрическои станции.
Рассматривая вопросы эксплуатации паротурбинных установок,
необходимо учитывать, что паровая
турбина является весьма дорогостоящим агрегатом, выход из строя
которого принесет значительный материальный ущерб народному хозяйству. Авария турбины (или даже
не запланированный ее останов) может оказать существенное влияние
на работу промышленных предприя­
тий, вызвав недоотпуск промышленной продукции. Эксплуатация оборудования турбинного цеха связана
ханизмов, высоковольтных электро­
моторов и аппаратуры, горячих п а­
ропроводов, сосудов, находящихся
зов и токсичных жидкостей, что
предъявляет
высокие требования
к вопросам техники безопасности.
Все эти обстоятельства требуют
особо продуманных методов органи­
зации эксплуатации турбинного обо­
рудования, которые заключаются
в строгой регламентации работы
эксплуатационного персонала, осо­
бых методов подготовки и аттеста­
ции кадров, разработке производст­
венных и противоаварийных инст­
рукций, проведении противоаварийУ %
Ь
ных тренировок и ряде других мероприятий, предусмотренных «Правилами технической эксплуатации эл&ктрических станций и сетей». Особое
значение приобретают вопросы организации эксплуатации и научной
организации труда на современных
мощных электростанциях, оборудованных энергоблоками высоких и
сверхкритических параметров пара,
Высокий технический уровень этих
агрегатов требует и соответствующего уровня их эксплуатации,
|. |.
персонал
работы
и организация
его
Состав обслуживающего персо­
нала и его количество определяются
действующими нормативами и зави­
сят от типа и мощности турбин, их
компоновки, условий работы и сте­
пени автоматизации основного и
вспомогательного оборудования.
Весь обслуживающий персонал
можно разделить на три группы:
административно-технический, опе­
ративный я ремонтный.
В обязанности административнотехнического персонала входят:
а) поддержание на высоком тех­
ническом уровне основного и вспо­
могательного оборудования
цеха
для обеспечения бесперебойной, без­
опасной и экономичной работы агре­
гатов;
б) организация наладочных и
исследовательских работ в цехе
с целью дальнейшего совершенство­
вания работы оборудования;
в) разработка эксплуатационных
и противоаварийных инструкций, а
также контроль за их выполнением;
контроль за выполнением «Правил
технической эксплуатации электри­
ческих станций и сетей»; реализация
эксплуатационных и противоаварий­
ных циркуляров главного техниче­
ского управления по эксплуатации
энергосистем Министерства и кон­
троль за их выполнением;
г) организация рационализатор­
ской работы в цехе и внедрение ра­
ционализаторских предложений;
д) проведение цеховых противо­
аварийных и противопожарных тре­
нировок;
е) организация ремонтных работ
в цехе, если ремонтный персонал на­
ходится в распоряжении цеха; кон­
троль за объемом, качеством и сро­
ками ремонтных работ, если эти ра­
боты проводятся ремонтным цехом
или посторонними организациями;
контроль за качеством монтажа,
если в цехе проводятся монтажные
работы или работы по реконструк­
ции основного оборудования, выпол­
няемые силами монтажных органи­
заций;
ж) контроль
за
техническим
снабжением цеха инструментом, ма­
териалами, спецодеждой, спецпита­
нием и т. д.;
з) подготовка, аттестация и рас­
становка кадров эксплуатационного,
а также ремонтного персонала, если
последний подчинен администрации
цеха;
и) ведение технической докумен­
тации и отчетности, комплектация
смен, составление графиков работы
сменного персонала, составление
графика отпусков.
Задачами дежурного (оператив­
ного) персонала являются:
а) обеспечение
безаварийной,
безопасной и экономичной эксплуа­
тации основного и вспомогательного
оборудования цеха;
б) выполнение графика электри­
ческой и тепловой нагрузки с обес­
печением заданных параметров от­
пускаемой тепловой и электрической
энергии;
в)
содержание в чистоте обору­
дования и своего рабочего места.
В обязанности ремонтного персо­
нала входят:
а) качественное выполнение ре­
монта основного и вспомогательного
оборудования цеха с соблюдением
сроков окончания ремонта;
б) соблюдение всех правил тех­
ники безопасности и противопожар­
ной техники при проведении ремонт­
ных работ.
Административно - технический
персонал цеха включает в себя на­
чальника цеха с его заместителями,
инженеров по эксплуатации и ре
монту, а также младший техниче
ский персонал управления цеха
В установках неблочного типа де
журный (сменный) персонал, воз
главляемый начальником смены, со
стоит из машинистов турбин и их
помощников, машинистов питатель
ных насосов, машинистов циркуля
ционных насосов, дежурного персо
нала по деаэраторам и теплофика
ционному оборудованию. Все маши
нисты турбин находятся в подчине
нии начальника смены и старшего
машиниста,
должность которого
устанавливается при наличии боль­
шого количества турбоагрегатов.
При обслуживании каждой турбины
своим машинистом и его помощни­
ком последний находится в непо­
средственном подчинении машини­
ста турбины. При расширенной зоне
обслуживания в конденсационном
помещении помощники машиниста
могут быть подчинены непосредст­
венно старшему машинисту.
Сменный персонал комплектует­
ся в смены из расчета круглосуточ­
ной
эксплуатации
оборудования
с учетом возможной замены в дни
отдыха, отпуска и болезни.
С внедрением блочных установок
был пересмотрен ряд положений,
касающихся структуры администра­
тивного и оперативного управления
блочными агрегатами. Признано це­
лесообразным объединить оператив­
ное управление котлом и турбиной
на одном блочном щите управления,
поскольку в условиях блочной ком­
поновки основного оборудования
блок «котел — турбина» представля­
ет собой единый технологический
объект с единым управлением и
взаимосвязанный с системой регули­
рования, автоматизации и защиты.
В связи с этим старая цеховая систе­
ма с отдельными котельным и турбин­
ным цехами для этих станций приз­
нана нецелесообразной. На блочных
электростанциях эти два цеха объе­
динены в один котлотурбинный цех,
что позволяет более оперативно ру­
ководить работой как вахтенного,
так и ремонтного персонала.
На электростанциях с разнотип­
ными блоками, а такж е с однотип­
ными, но с числом энергоблоков
свы
восьми
котлотурбинных
носится
сверхкритическими
пара.
На смешанных электростанциимеющих блочное и неблочное
оборудование, при наличии более
двух блоков создается котлотурбин­
ный цех блочной части независимо
от цеховой структуры неблочной ча­
сти станции. В этом случае, как
правило,
создается
отдельный
котлотурбинный цех и неблочной
части.
Организация объединенных кот­
лотурбинных цехов на блочных
электростанциях позволила значи­
тельно уменьшить количество обслу­
живающего персонала за счет со­
кращения ряда должностей и более
гибкого маневрирования персоналом
внутри цеха.
Поскольку от правильной расста­
новки кадров в значительной мере
зависит экономичная и безаварий­
ная работа современного мощного
энергетического оборудования, эти
вопросы тщательно разрабатывапроектными
зациями.
В табл. 1-1 приведены данные о количестве обслуживающего
персонала котлотурбинных цехов
для ГРЭС с блоками 150, 200 и 300
МВт. В этой таблице привоТ а б ли ц а \1 -1
Характеристика ГРЭС
Котлотурбинный цех
Общ<^цеховой персо­
Общая
кощиость,
тыс. кВт
Количество
и мощность
блоков, МВт
нал
Оперативный персо­
нал
Топливо
Итого
ИТР
Рабо­
чих
6
6
21
16
27
22
6
17
12
23
18
13
9
19
На
один
блок
Всего ' ИТР
Рабо­
чих
Всего
5
5
225
149
230
154
257
176
32,12
2 2 ,0
5
173
119
178
124
201
142
33.5
23,66
5
5
118
83
123
88
142 | 35,5
103
25,75
л,'
2400
8X300
1800
6X 300
1200
1600 или
4X 300
1200
8X200 или
8X150
1200 или
900
6X200 или
800 или
600
4X200 или
4X150
6X150
Твердое
Газообразное и
жидкое
Т вердое
Газообразное и
жидкое
Твердое
Газообразное и
жидкое
Твердое
Г азообразное и
жидкое
Твердое
Г азообразное и
жидкое
Т вердое
Г азообразное и
жидкое
5
6
6
6
1
5
6
6
16
и
22
17
5
5
150
104
155
109
177
126
22,12
15,75
6
6
12
9
18
15
5
5
117
87
122
92
140
107
23,33
17,83
5
5
9
7
14
12
5
5
82
61
87
66
101
25,25
19,5
7
8
щаудлаяик НТЦ
Зам. начальника НТЦ
по ношлам
Зам. начальника КТЦ
Мастер па топливо
приготоВленині
Старшин инженер
по эксплуатации
Мастер па насосно­
му хозяйству
Техник
Мастер „
по маслохозяи ству
п о т ур В анам
Мастер по золоуда­
лению и газоочистке
Н ладоВ щ ик
табельщик
Рабочие по у Віорне
производственных
помещений.
Рис. 1-1. Схема
150—200 МВт.
административного
управления котлотурбинным цехом станции с блоками
дятся укрупненные нормативы по
ряду типовых станций.
Типовые схемы административ­
ного и оперативного управления кот­
лотурбинным цехом привадятся на
рис. 1-1 и 1-2. Схема оперативного
применительно
управления дана
к станции мощностью 2400 М Вт
ботающей
твердом топливе. При работе на га­
зе количество обслуживающ его пер­
сонала, естественно, сокращается.
При этом исключается должность
машиниста-обходчика по гидрозоло­
удалению, расширяется зона обслу­
живания старшего машиниста КТЦ
(8 блоков) и деж урного слесаря
(4 блока) и вводится дополнительно
должность машиниста-обходчика по
котлам с расширенной зоной обслу­
живания (4 блока). Разработаны
такж е структуры смен для станции
с блоками 150 и 200 МВт.
На электростанциях с блоками
200 и 300 М В т для обслуживания
пусковой котельной предусмотрена
одна вакансия машиниста котель­
ной, которая с вводом пятого блока
упраздняется. Вакансия машиниста
береговой насосной не предусм атри­
вается нормативами. При располо­
жении береговой насосной вне тер­
ритории ГРЭС мож ет быть установ­
лено одно рабочее место машиниста
береговой насосной станции.
Нормативы исходят из освоенной
и надежной работы блочных уста­
новок. На пусконаладочный период
численность оперативного персонала
может быть уведачена для первого
блока вдвое, для второго — на 50% ,
для третьего и каж дого последую ­
Начальник смены
элентрастанции
С т а р ш и и м а ш и н и ст К ТЦ
(энергоблоки № 1 ♦
Стариіии машинист
С т арш ий м аш инист
энергоблоков Ш З и 4
энергоблока в Ш 1 и 2
Машинист
/
Машинист
энергоблоков № 3 и 4
энергоблоков У/° и 2
Масаинист - обходчик
по кот лам Л ! / а 2
Ма шинист - обходчик
по нотлам№ $ ц 4
М ашинист-обходчик
по турбинам № 1 и 2
Машинист-о бходчик
по турбинам М 3 и 4
М аш инист -обходчин
по гидрозолоудалению
Машинист-о бходчик
по гидрозолоудалении}
Д ежурнь Iи. слесарь
Рис. 1-2 Схема
(блоки 1—4).
/
Д еж урны й слесарь
1
оперативного управления котлотурбинным цехом с блоками 300 МВт
щего — на 40% от нормативной чи­
сленности на один энергоблок.
Численность персонала коглотурбинного цеха установлена по опыту
эксплуатации передовых электро­
станций с блочным оборудованием.
Развитие автоматизации и дистан­
ционного управления, а также при­
менение вычислительной техники
позволят произвести дальнейшее со­
кращение эксплуатационного персо­
нала без снижения надежности ра­
боты энергетического оборудования.
1-2. ТРЕБОВАНИЯ К ЭКСПЛУАТАЦИОН­
НОМУ ПЕРСОНАЛУ. ПРАВА. ОБЯЗАН­
НОСТИ И ОТВЕТСТВЕННОСТЬ ОБСЛУ­
Ж ИВАЮ Щ ЕГО ПЕРСОНАЛА ТУРБИН­
НЫХ
(КОТЛОТУРБИННЫ Х)
ЦЕХОВ.
Перед приемом на работу к а ж ­
дый работник турбинного (котло­
турбинного )цеха должен пройти ме­
дицинское
освидетельствование.
К работе могу г быть допущены
лишь лица, не имеющие противопо­
казаний для работы в данном цехе.
Все без исключения работники цеха
должны изучить «Правила техники
безопасности» для соответствующих
специальностей и сдать по ним эк­
замен. Инженерно-технический пер­
сонал должен иметь законченное
высшее или среднее специальное об­
разование с соответствующими тео­
ретическими знаниями в области
эксплуатации тепловых электростан­
ций и практический опыт работы.
Каждый оперативный работник сме­
ны должен в совершенстве знать не
только свое рабочее место, но и ра­
бочие места подчиненного ему пер­
сонала.
В своей работе вахтенный персо­
нал должен руководствоваться:
а) «Правилами технической экс­
плуатации электрических станций и
сетей» (П Т Э );
б) «Правилами техники безопас­
ности для персонала тепловых цехов
электростанций» (ПТБ);
в) местными должностными, экс­
плуатационными и противоаварийНЫ’МИ инструкциями;
г) правилами внутреннего распо­
рядка на станции;
д) правилами пожарной безопас­
ности в цехе, схемой пожарно-тех­
нического водоснабжения и прави­
лами тушения пожаров:
е) инструкциями по граждан­
ской обороне.
Вахтенный персонал турбинного
(котлотурбинного) цеха имеет двой­
ную подчиненность: в администра­
тивном отношении он подчиняется
руководству цеха, в оперативном —
вышестоящему оперативному руко­
водству. Административно-техниче­
ский персонал в оперативную рабо­
ту, как правило, не вмешивается.
Исключение могут составить случаи
испытания оборудования, проведе­
ния наладочных работ или ликви­
дации аварии. В последнем случае
начальник цеха или его заместитель
могут взять управление на себя со
всей вытекающей из этого ответст­
венностью.
Все оперативные отношения в це­
хе должны строиться на принципах
единоначалия. Распоряжения выше­
стоящего оперативного руководства
являются обязательными для вах­
тенного персонала. Распоряжения,
противоречащие положениям ПТЭ
и местным эксплуатационным ин­
струкциям, отдаваться не должны.
В исключительных случаях, в тече­
ние короткого времени, эксплуата­
ция может вестись с нарушением
инструкций по личному распоряже­
нию главного инженера станции.
Это
распоряжение
фиксируется
в вахтенном журнале или записы­
вается главным инженером в книге
распоряжений.
Прием и сдача смены регламен­
тируются должностной инструкцией.
Не разрешается сдавать смену во
время ликвидации аварии, во вре­
мя производства ответственных пе­
реключений или операций по пус­
ку и останову основного оборудова­
ния. Прием смены при неисправ­
ном оборудовании или при ненор­
мальном режиме работы его допу­
скается только с разрешения на-
чальника цеха. Вахтенный персо­
нал цеха несет дежурство согласно
графику, утвержденному начальни­
ком цеха или его заместителем по
эксплуатации. Нарушение графика
дежурства запрещается. Обмен де­
журств допускается лишь в исклю­
чительных случаях по разрешению
руководства цеха и смены. Д еж ур­
ство в течение двух смен не допу­
скается. В случае невыхода на де­
журство сменного персонала смены
работник должен поставить об этом
в известность руководство цеха и
остаться на своем рабочем месте
до прихода смены.
Вахтенный персонал несет от­
ветственность:
а) за нарушение действующих
инструкций, положений, циркуля­
ров, ПТЭ, ПТБ и др., особенно если
это повлекло за собой повреждение
оборудования, брак в работе или
травматизм;
б) за невыполнение распоряже­
ний руководства цеха или выше­
стоящего оперативного руковод­
ства;
в) за невыполнение или несвое­
временное выполнение своих обя­
занностей, а также неполное ис­
пользование своих прав, особенно
если в результате этого произошла
авария, брак в работе или несчаст­
ный случай;
г) за ошибочные распоряжения
или действие, вызвавшие возникно­
вение аварийной ситуации или не­
счастного случая на производстве'
д) за неправильное или несвое­
временное оформление документа­
ции: оперативного журнала, заявок,
нарядов и др.;
е) за нарушение правил вну­
треннего распорядка станции;
ж) за неэкономичную
работу
оборудования, вызвавшую пережог
топлива или увеличение расхода
электроэнергии на собственные нуж­
ды.
В число административных взы­
сканий за действия, указанные в вы­
шеуказанных пунктах, могут вхо­
дить лишение премий (полное или
частичное),
выговор,
понижение
в должности на определенный срок,
увольнение с работы. Эти взыскания
не исключают уголовной ответствен­
ности в наиболее тяжелых случаях.
При нарушениях, связанных с не­
выполнением правил техники без­
опасности, действующих эксплуата­
ционных и противоаварийных инст­
рукций, а такж е ПТЭ, виновные
должны сдать внеочередной экзамен
по этим вопросам. Необходимо от­
метить, что согласно установивше­
муся положению руководящий ад­
министративный и оперативный пер­
сонал несет определенную ответст­
венность за неправильные действия
подчиненного ему персонала.
З а длительную безупречную, без­
аварийную работу, а такж е за ини­
циативу и оперативность при ликви­
дации аварии вахтенный персонал
поощряется денежной премией, вы­
несением благодарности, повышени­
ем оклада (в пределах штатного
расписания), повышением в долж ­
ности, занесением на Доску почета
и другими мерами общественного
поощрения.
1-3. ИНСТРУКЦИИ ПО ЭКСПЛУАТАЦИИ
ОБОРУДОВАНИЯ
Важнейшей
эксплуатационной
инструкцией, действующей на всех
электростанциях СССР, являются
«Правила технической эксплуатации
электрических
станций и сетей»
(ПТЭ), утвержденные министром
энергетики
и
электрификации
СССР и обязательные для электро­
станций, электрических и тепловых
сетей министерств
и
ведомств.
В ПТЭ содержатся основные норма­
тивные материалы по организации
эксплуатации и ремонта оборудова­
ния турбинных цехов. ПТЭ система­
тически пересматриваются и пере­
издаются с учетом накопившегося
опыта эксплуатации. С выходом но­
вого издания ПТЭ старые издания
автоматически теряют свою силу.
На основании основных положе­
ний ПТЭ с учетом требований заво-
да-изготовителя и рекомендации го­
ловных исследовательских и н ал а­
дочных организаций разрабаты ва­
ются должностные, производствен­
ные и противоаварийные инструкции
применительно к местным условиям
эксплуатации. Эти инструкции яв­
ляются более подробным изложенинием правил ПТЭ для каж дой кон­
кретной турбины, однако ни один из
пунктов этих инструкций не должен
противоречить
соответствующим
правилам ПТЭ. Знание ПТЭ явля­
ется обязательным для всего обслу­
живающего и руководящего персо­
нала станции.
Должностные инструкции опре­
деляют:
а) основные требования к работ­
нику;
б) подчиненность;
в) зону обслуживания;
г) права и обязанности;
д) ответственность.
Производственные
инструкции
определяют:
а) порядок приемки и сдачи смены
б) порядок наблюдения, регули­
рования и обслуживания оборудова­
ния во время нормальной эксплуа­
тации;
в) последовательность операций
по пуску и остановке оборудования;
г) порядок ремонтов, осмотров и
и опробования резервного оборудо­
вания;
д) предельные допустимые нор­
мы отклонения различных парамет­
ров (давления и температуры све­
жего пара, давления в конденсаторе,
в контрольной ступени, давления и
температуры масла и т. д.).
Противоаварийные
инструкции
определяют:
а) аварийные режимы турбоустановки;
б) порядок ликвидации различ­
ных аварий.
Кроме ПТЭ, основой составления
инструкций являются информационные письма, эксплуатационные
противоаварийные циркуляры, директивные указания, типовые инст-
рукции, изданные Министерством
энергетики и электрификации СССР,
а такж е заводские данные. Произ­
водственные и противоаварийные
инструкции разрабатываю тся для
каждой
турбоустановки
отдель­
но. В них должны быть учтены осо­
бенности конструкции каждого аг­
регата и местные условия. Д о л ж ­
ностные инструкции являются типо­
выми д л я всех электростанций и си­
стем.
ыполТочное, неукоснительное
нение всех пунктов эксплуатацион­
ных инструкций является залогом
безаварийной и экономичной рабо­
ты турбоагрегата. Особое внима­
ние следует уделить разработке и
освоению противоаварийных инст­
рукций. Почти все аварии на тур­
боустановке протекают чрезвычайно
быстро и имеют тенденцию к разви­
тию, поэтому обслуживающий пер­
сонал должен уметь быстро распо­
знавать признаки возникающей ава­
рии и принимать все меры к ликви­
дации аварийного положения.
1-4. ПОДГОТОВКА
ЭКСПЛУАТАЦИОН­
НОГО ПЕРСОНАЛА
Особую роль в обеспечении без­
аварийной работы турбинной уста­
новки играет система подготовки
эксплуатационного персонала, вклю­
чающая в себя:
а) изучение ПТЭ и инструкций;
б) прохождение техминимума;
в) стажировку на рабочем ме­
сте;
г) экзамен;
д) испытательный срок работы.
Изучение ПТЭ и местных инст­
рукций является основой подготов­
ки эксплуатационного персонала.
Эта работа проводится обучающи­
мися самостоятельно и сопровожда­
ется ознакомлением с оборудовани­
ем по месту.
Прохождение техминимума пред­
ставляет собой более высокую сту­
пень обучения, чем простое изуче­
ние инструкций, так как в програм­
ме курсов техминимума предусмат-
ривается также изучение теоретиче­
ских основ теории турбомашин,
термодинамики, теории насосов и
других технических дисциплин. Про­
ведение занятий ло техминимуму по­
ручается наиболее квалифицирован­
ному инженерному персоналу.
Стажировка на рабочем месте
является обязательной для всего об­
служивающего персонала цеха вне
зависимости от образования. В на­
стоящее время на всех электростан­
циях принято правило, по которому
стажировка на любую должность
начинается с изучения всех рабочих
мест, начиная с самой низшей долж ­
ности. Это положение касается так­
же и инженерных должностей.
Вторым путем подготовки обслужиО
вающего персонала высокой квали­
фикации является выдвижение с низ­
ших должностей наиболее инициа­
тивных и подготовленных работни­
ков с одновременным обязательным
обучением их в вузах или технику­
мах по системе вечернего или заоч­
ного обучения. После стажировки
на низших рабочих местах произво­
дится длительная стажировка на
своем рабочем месте под руковод­
ством наиболее квалифицированно­
го специалиста, работаюещго в дан­
ной должности. После окончания
стажировки
обучающийся
сдает
экзамен специальной комиссии и
только после этого допускается
к самостоятельной работе. Резуль­
таты экзамена оформляются прото­
колом. Одача экзамена на должно­
стную квалификацию не освобож­
дает от повторных проверок знаний,
которые проводятся систематически
по заранее разработанному графику.
В настоящее время значительное
распространение получили техниче­
ские способы обучения. К ним отно­
сятся обучение на специальных
пультах и тренажерах, применение
автоматических экзаменаторов, раз­
работка объемных макетов оборудо­
вания и действующих моделей от­
дельных узлов и механизмов.
Наиболее простым техническим
средством проверки знаний являют­
ся автоматические экзаменаторы.
Они имеют много модификаций, но*
основная идея их общая и заключа­
ется в том, что обучающийся
должен в ответ на заданный вопрос
выбрать из нескольких ответов пра­
вильный. Д ля этого на особом пан­
но или экране появляется вопрос,
«а который должен ответить экзаме­
нуемый. На соседнем экране появ­
ляется ряд ответов, из которых толь­
ко один правильный. Выбрав ответ,
обучающийся нажимает соответст­
вующую кнопку, после чего машина
выдает сигнал «верно» или «невер­
но». Имеются машины, суммирую­
щие ответы экзаменуемого на ряд
вопросов и выдающие окончатель­
ную оценку знаний по пятибалльной
системе. Основным преимуществом
подобных машин является возмож­
ность самостоятельной
проверки
своих знаний. Однако такой способ
проверки знаний не может заменить
экзамена, принимаемого комиссиеи.
Весьма эффективным методом
обучения является использование
специальных тренажеров,
имити­
рующих пульт управления. С по­
мощью тренажеров
оперативный
персонал обучается основным опера­
циям по пуску и останову основного
и вспомогательного оборудования,,
а такж е ликвидации наиболее ха­
рактерных
аварийных
ситуации.
Применение тренажеро
способст­
вует сокращению срока стажировки,,
при этом стажер оказывается психо­
логически лучше подготовленным
к самостоятельной работе.
1-5.
ПРОТИВОАВАРИЙНЫ Е
РОВКИ
Т РЕ Н И ­
Противоаварийные
тренировки
являются эффективным средством
обучения персонала на рабочих ме­
стах методам ликвидаций аварий.
Проведение
противоаварийных
тренировок преследует цели:
а) проверку знания обслуживающим персоналом оборудования, теп­
ловых схем, ПТЭ, производственных
и противоаварийных инструкций;
-
•
Л
л ц
*
щ
а»
' Г . '-
^
‘
? ' ' •.
б) развитие до автоматизма при­
емов ликвидации типичных аварий;
в) отработку навыков ликвида­
ции крупных, редко возникающих
аварий, с которыми обслуживающий
персонал в практической работе еще
не встречался;
г) психологическую подготовку
оперативного персонала к работе
в условиях аварийной ситуации.
Противоаварийные
тренировки
делятся на цеховые и общестанци­
онные.
Цеховые тренировки проводятся
под руководством начальника цеха
и носят локальный характер, не к а­
саясь оборудования других цехов.
Общестанционные
тренировки
проводятся под руководством глав­
ного инженера станции и охватыва­
ют, іпо возможности, весь эксплуа­
тационный состав смены.
Тематика тренировок подбирает­
ся с учетом специфики и техниче­
ского состояния оборудования, наи­
более частых аварий и браков в р а ­
боте, аварий на станциях с анало­
гичным оборудованием. Тематика
тренировок должна такж е учиты­
вать местные метеорологические,
гидрологические
и сейсмические
условия.
Наиболее опасными являются
аварии, вызывающие распростране­
ние аварийного положения на другие
объекты. Именно такие ситуации и
должны проигрываться во время
аварийных учений, при этом ликви­
дация аварии может быть осложне­
на наличием дополнительных усло­
вий (стихийное бедствие, пожар
и т. п.). Темы противоаварийных
тренировок персоналу заранее не
сообщаются.
Руководители противоаварийных
тренировок обязаны детально раз­
работать программу организации и
проведения тренировок. В програм­
ме должны быть предусмотрены ре­
жим работы оборудования,тепловая
схема, варианты решения трениро­
вочных задач, расстановка контро­
лирующих лиц по рабочим местам,
условные сигналы и порядок связи.
Противоаварийные
тренировки
дежурного персонала обычно прово­
дятся с развешиванием на механиз­
мы и аппаратуру плакатов: «От­
крыл»,
«Закрыл»,
«Включил»,
«Остановил» и т. д.
Последовательность проводимых
операций и время, затрачиваемое
на переключение элементов схемы,
фиксируется наблюдателями, нахо­
дящимися на рабочих местах.
После проведения тренировки
назначается раэбор действий к а ж ­
дого участника тренировки и всей
смены в целом. Лица, допустившие
ошибки и неправильные действия во
время тренировки, должны пройти
дополнительный инструктаж, вне­
плановую тренировку или внеоче­
редную проверку знаний. Если боль­
шинство участников тренировки по­
лучили неудовлетворительные оцен­
ки, тренировка по этой теме д ол ж ­
на быть проведена вторично. Если
по ходу тренировки выявится целе­
сообразность проведения каких-либо
противоаварийных мероприятий, то
это должно быть отмечено в ж урна­
ле тренировок, после чего руковод­
ство цеха должно осуществить эти
мероприятия.
В блочных установках все опера­
тивные переключения осуществля­
ются с блочного щита управления
(БЩ У ). И здесь аварийные трени­
ровки можно осуществлять путем
вывешивания бирок и плакатов, од­
нако наиболее качественные трени­
ровки проводятся на специальных
тренажерах, имитирующих пульт
управления, где аварийные ситуации
создаются с другого пульта, управ­
ляемого инструктором.
1-6. ОРГАНИЗАЦИЯ РАБОЧЕГО МЕСТА
И СВЯЗИ РАБОЧИХ МЕСТ
Рабочее место обслуживающего
персонала цеха должно быть орга­
низовано с таким расчетом, чтобы
были обеспечены безопасность рабо­
ты, хороший обэор работающего
оборудования, близость аппаратуры
управления и приборов контроля.
ІҒ
Большое значение для нормальной
деятельности персонала имеют сани­
тарно-гигиенические условия на р а­
бочем месте: освещенность, конди­
ционирование воздуха, низкий уро­
вень шума. Рабочее место должно
быть укомплектовано всеми необхо­
димыми схемами, производственны­
ми и аварийными инструкциями, тех­
ническими характеристиками обору­
дования, чертежами узлов, режим­
ными картами и графиками. Наибо­
лее важные оперативные
схемы
должны быть вывешены на рабочем
месте в специальных рамках под
стеклом. Эти схемы должны быть по
возможности цветными, с обозначе­
нием номеров задвижек. Наиболее
современным и удобным видом схем
являются мнемосхемы с расположе­
нием на них ключей дистанционного
управления и сигнализации положе­
ния регулирующих органов. Эти схе­
мы находят распространение как на
главных, так и на местных щитах
управления. Рабочее место должно
быть снабжено всей необходимой
документацией: суточными ведомо­
стями, бланками нарядов, вахтен­
ным журналом, книгой распоряже­
ний, журналом дефектов оборудова­
ния. Рабочее место должно быть
укомплектовано необходимым инст­
рументом, запасными контрольно­
измерительными приборами, смазоч­
ными приспособлениями, прокладоч­
ным материалом, аккумуляторным
фонарем, спецодеждой. На всех р а ­
бочих местах должны иметься меди­
цинские аптечки и индивидуальные
средства пожаротушения. От пра­
вильной организации рабочего места
в значительной мере зависят без­
ошибочность и оперативность рабо­
ты персонала. Поэтому совершенст­
вование рабочего места должно
быть первоочередной задачей про­
граммы НОТ предприятия.
Большое значение для четкой р а­
боты персонала и быстрой ликвида­
ции аварий имеет правильно нала­
женная связь рабочих мест.
В турбинных и котло турбинных
цехах нашли применение следующие
виды связи: переговорные трубы, м а­
шинный телеграф, телефоны и сред­
ства громкой связи. Переговорные
трубы применяются в основном для
связи машиниста турбины со своим
помощником, находящимся на от­
метке конденсационного помещения.
Переговорные трубы снабжаются
световыми и звуковыми сигналами
для привлечения внимания персона­
ла к вызову. С переходом помощни­
ка машиниста на расширенную зо­
ну обслуживания оборудования пе­
реговорные трубы утратили свое
значение.
Машинный телеграф служит для
связи машиниста турбины с элек­
трическим щитом управления. С по­
мощью машинного телеграфа в ту
и другую стороны могут быть пере­
даны короткие слова команды:
«внимание», «прибавить», «убавить»,
«машина в опасности» и др. Колон­
ки машинного телеграфа снабжены
световыми и звуковыми сигналами.
Телефоны применяются для свя­
зи с любым абонентом станции, а
такж е для
оперативной
связи.
В первом случае применяется теле­
фон с центральным вызовом через
коммутатор, во втором случае ис­
пользуется прямая связь. В связи
с ограниченностью числа абонентов,
с которыми обычно ведутся перего­
воры с рабочих мест, широкое рас­
пространение
находят
телефоны
с клавишным вызовом. Это ускоря­
ет процесс вызова абонента. Ввиду
значительного шума на рабочих ме­
стах телефоны ’ устанавливаются
в будках, имеющих звукоизоляцию.
Д ля вызова к телефону применяется
звуковая и световая сигнализация.
В последнее время широкое рас­
пространение на станциях находят
средства громкой связи. Эта система
состоит из мощных динамиков, уста­
новленных на рабочих местах, и ми­
крофонов для обеспечения двусто­
ронней связи. Она очень оперативна
и особенно удобна при ликвидации
аварий. Благодаря ей весь эксплуа­
тационный
и
административный
персонал находится в курсе собы­
тии, происходящих в цехе, и, кроме
того, руководство цеха или главный
инженер может подключиться к лик­
видации аварии. В условиях нор­
мальной эксплуатации эта связь ис­
пользуется как поисковая и приме­
нять ее для длительных переговоров
не рекомендуется, поскольку это
увеличивает уровень шума в цехе и
отвлекает внимание обслуживающе­
го персонала.
1-7.
БЛО ЧН Ы Й
ЩИТ
дится такж е включение генератора
в параллельную работу.
По установившейся практике
в одном помещении БЩ У размещ а­
ется управление двумя блоками. Это
позволяет расширить зону управле­
ния без снижения надежности ра­
боты (рис. 1-3).
Следует отметить, что в настоя­
щее время еще не существует уни­
фицированной схемы расположения
панелей и пультов даж е для одно­
типного оборудования. Это объясня­
ется поисками наиболее удобной и
рациональной компоновки элементов
контроля и управления блоком. На
рис. 1-4 представлен план БЩ У для
блоков мощностью 200 МВт. Здесь
для пультов и оперативных панелей
принят сомкнутый вариант компо­
новки с зеркальным расположением
панелей каждого блока. На ©динблок установлено девять панелей
оперативного контура: 0 1 — панели
генераторов, 02 — панели трансфор­
маторов собственных нужд, 03—
06— панели
турбин, 07—09 — па­
нели котлов. Остальные панели от­
носятся к неоперативному контуру.
щитов
Применение
блочных
управления позволило сконцентри­
ровать все управление блоком в од­
ном месте, что сделало эксплуата­
цию оборудования более оператив­
ной, особенно в аварийных случаях.
Такое решение вопроса обеспечил
высокий уровень автоматизации сов­
ременного оборудования, измери­
тельной техники и дистанционного
управления. С внедрением центра­
лизованных методов
управления
улучшаются условия безопасной р а­
боты ввиду упразднения постоянных
рабочих мест около работающего
оборудования. Звукоизоляция БЩУ,
хорошие условия освещения и кон­
диционирование воздуха создают
благоприятные санитарные условия
для оперативного персонала.
Некоторый недостаток централи­
зованной системы ,1 управления заключается в том,,что оперативный
персонал л пшегі возможности визу­
ально наблюдения за работающим
УПРАВЛЕНИЯ
Применение блочной компоновки
основного оборудования обусловило
переход на новые принципы управ­
ления энергоблоками. Эти принципы
заключаются в создании единой
централизованной системы управле­
ния агрегатами блока, все элементы
которой размещаются на блочном
щите управления (БЩ У).
Система
управления
блоком
включает в себя приборы контроля,
автоматики, аварийной сигнализа­
ции и дистанционного управления.
С БЩУ осуществляется такж е связь
с рабочими местами и центральным
щитом управления. Кроме того, на
БЩУ размещаются управляющие и
информационно-вычислительные ма­
шины, если их установка преду­
смотрена проектом.
Все элементы системы управле­
ния размещаются на оперативных
панелях и пультах управления. На
блочном щите размещаются также
электрические панели блока генера­
т о р — трансформатор, панели техно­
логической защиты, панели регуля­
торов, панели питания, панели цен­
тральной сигнализации и ряд дру­
гих неоперативных панелей. На
пультах управления размещаются
ключи дистанционного управления
задвижками и электромоторами, по­
зволяющие осуществлять пуск, оста­
нов и нормальную эксплуатацию
блока. Наличие мнемосхемы и п а­
нелей аварийной сигнализации об­
легчает работу оперативного персо­
нала как в нормальных, так и в ава­
рийных условиях. С БЩУ произво0>
І
на
тлЩ ІШ т
I
4
«к! В»* ^
г
!>■■■ І
К!А ПХДНДПҺ!
1
«■»- - -
ч— ■ 1.1 ■
17
оборудованием, так как периодиче­
ский обход оборудования дежурными-обходчиками
систематического
наблюдения заменить не может. Эту
проблему может решить широкое
'Применение телевизионных устано­
вок, телекамеры которых располо­
жены в наиболее ответственных ме­
стах блока. Имея один телеэкран,
оператор может специальным пере­
ключателем получать изображение
любых интересующих его узлов
и
объектов.
Такая
система
нашла широкое распространение
в США. Отметим, что для обеспече­
ния определенного визуального об­
зора оборудования БЩ У блоков
мощностью 300 МВт имеют одну за-
£ц3
СЧІ
*
>4
£
1
5
Рис. 1-4. План блочного шита управления
I
II
стекленную стенку, выходящую в м а ­
шинный зал.
Применение центральных щитов
управления не исключает использо­
вания местных щитов управления,
установленных в наиболее ответст­
венных местах (питательные насо­
сы, деаэраторы и др.)- На этих
щитах устанавливается вся необхо­
димая
аппаратура контроля и управ­
1
ления тем или иным элементом бло­
ка.
Местные
щиты
управления
используются при пусках блока, а
также для контроля за работой обо­
рудования при обходах.
Г л а в а вторая
ПУСК и ОСТАНОВ ПАРОВЫХ ТУРБИН
2-1. О БЩ И Е ПОЛОЖ ЕНИЯ
Пуски и остановы паровой турби­
ны являются наиболее ответственны­
ми этапами эксплуатации паротур­
бинной установки. Эти операции
связаны со значительными измене­
ниями механического и термического
состояния элементов турбины и па­
ропроводов. Поэтому от правильного
проведения режимов пуска и остано­
ва существенно зависят эксплуата­
ционная надежность и долговечность
турбоагрегата.
Опыт эксплуатации турбин боль­
шой мощности показал, что значи­
тельная часть аварий с турбинным
оборудованием происходит при пус­
ке вследствие неправильного режи­
ма прогрева, ошибочных действий
персонала, а также некоторых кон­
структивных недостатков агрегата.
Следует отметить, что если некаче­
ственный пуск или останов турбины
и не приведет непосредственно
к аварии в данный момент, то это
обстоятельство не пройдет бесслед­
но, а скажется в дальнейшем. Ана­
лиз режимов работы современных
турбоагрегатов неопровержимо до­
казывает, что появление трещин
в корпусах турбин, клапанов и
в паропроводах, прогиб роторов и
цилиндров
турбин,
коробление
фланцев горизонтального разъема,
ослабление посадочных соединений,
изменение структурного состояния
металла, повышенный износ под­
шипников, а также ряд других не­
поладок, выявившихся в начальной
стадии эксплуатации, являются прянекачественных
следствием
мым
пусков.
Обслуживающий персонал тур­
бинного
(котлотурбинного)
цеха
должен иметь четкое представление
о физических процессах, происходя­
щих в отдельных узлах и элементах
установки при пусковых операциях,
и не допускать отклонений от инст­
рукций, разработанных примени­
тельно к данному оборудованию на
основании опыта эксплуатации и
рекомендаций
заводов-изготовителей.
К наиболее сложным случаям
неустановившегося тепломеханичес­
кого состояния турбины относится
пуск, поскольку возникающие в про­
цессе его термические и механиче­
ские напряжения в элементах агре­
гата, как правило, суммируются.
Кроме того, при пуске неостывших
турбин возникают дополнительные
трудности, которые не встречаются
в процессах
поопессйх остановки.
остановки, Особые
проблемы возникают при пуске
блочных турбоагрегатов на докритические и закритические парамет­
ры пара. Их рассмотрение выделено
в особый раздел.
К основным изменениям механи­
ческого состояния турбоагрегата
при пуске и нагружении относятся:
а) возникновение
напряжении
в паропроводах, корпусах турбин и
клапанов от внутреннего давления
пара;
б) возникновение
напряжений
изгиба в диафрагмах, дисках, на­
правляющих и рабочих лопатках;
в) появление напряжений от
центробежных сил в рабочих лопат­
ках, дисках, барабанах, втулках и
других вращающихся элементах
турбоагрегата;
г) появление касательных напря­
жений на валу турбины вследствие
передачи на вал генератора крутя­
щего момента;
д) возникновение знакоперемен­
ных
напряжений
от
вибрации
в рабочих лопатках, валах и других
элементах турбоустановки;
е) появление осевого усилия,
действующего на упорный подшип­
ник.
Таким образом, в процессе пуска
и нагружения турбины отдельные
узлы и детали турбоагрегата испы­
тывают сложнонапряженное состоя­
ние, при этом напряжения в некото­
рых деталях достигают весьма вы­
соких значений.
Рассмотрим теперь явления, вы­
зываемые нестационарностью тепло­
вого состояния элементов турбины
при пуске. К ним относятся:
а)^ появление термических напря­
жений в стенках и фланцах корпуса
турбины, паропроводов, стопорных
и регулирующих клапанов;
б) появление
дополнительных
растягивающих напряжений в шпиль­
ках горизонтального разъема кор­
пуса турбины, а также в шпильках
фланцевых соединений клапанов и
паропроводов;
в) возникновение
термических
напряжений в роторе турбины;
г) возникновение прогиба ци­
линдра вследствие разности темпе­
ратур верхней и нижней части кор­
пуса турбины;
д) изменение линейных размеров
ротора и статора (удлинение турби­
ны);
е) изменение осевых зазоров
в проточной части турбины вследст­
вие разности удлинений ротора и
корпуса;
ж) изменение радиальных зазочасти турбины
20
з) изменение посадочных напря­
жений деталей ротора, имеющих
температурный натяг.
Все
перечисленные
явления
усложняют пуск турбины, увеличи­
вают продолжительность его и мо­
гут послужить причиной аварии при
нарушении режима прогрева.
Уместно такж е отметить, что
если от механических перегрузок
турбину предохраняют различные
защитные устройства (предохрани­
тельные клапаны, центробежные ре­
гуляторы и выключатели), то от не­
допустимых термических напряже­
ний турбина ничем не защищена.
В этом случае безопасность турбины
полностью зависит от правильности
выбранной методики пуска, а также
от квалификации и степени подго­
товленности обслуживающего персо­
нала. Разработка оптимального ре­
жима пуска агрегата основывается
на теоретических и эксперименталь­
ных исследованиях, проводимых на­
учно-исследовательскими института­
ми, заводами-изготовителями и го­
ловными наладочными организаци­
ями.
Поскольку в процессе прогрева от­
дельные узлы турбины испытывают значи­
тельные температурные напряжения, в а ж ­
нейшей задачей этих исследований являет­
ся определение температурных полей и
напряжений. Эта задача решается в еледующей последовательности:
1) определяется коэффициент теплоот­
дачи от греющей среды к стенке;
2) определяются температурные поля
в нагреваемом элементе в любой момент
времени;
3) находятся термические (напряжения
в наиболее опасных сечениях при макси­
мальном перепаде температур.
Определение коэффициентов теплоот­
дачи от пара к стенке в процессе прогре­
ва^ турбин и паропроводов является за д а ­
чей сложной и малоизученной. В любой
момент времени в процессе прогрева ме- •
•няются скорости пара й его параметры.
Кроме того, в 'начальный момент прогрева
происходит конденсация пара, что приво­
дит к резкому, скачкообразному изменению
коэффициента теплоотдачи. Н аряду с из­
менением параметров пара во времени
давление, температура и скорость его из­
меняются такж е по длине обогреваемого
элемента. Так, например, -разность темпе­
ратур пара в начале и конце «главного па­
ропровода при прогреве может составить
'100— 150°С.
ккал/т * ч- °С
Вт /м 2‘ К
где а — коэффициент температуропровод­
ности, а=Л /сү; т — время; £ — коэффици­
ент теплопроводности металла; с — тепло­
емкость металла; у — удельный вес ме­
талла.
а (8 / 2 )
Ві
(2-4)
I
где а — коэффициент теплоотдачи от среды к стенке;
і
75
МВт
Рис. 2-1. Зависимость от нагрузки коэффи­
циента теплоотдачи от пара к корпусу тур­
бины.
Таким образом, местный коэффициент
теплоотдачи является функцией не только
времени, но и места.
Д ля некоторых турбин коэффициенты
теплоотдачи от пара к стенке корпуса тур­
бины были представлены П. Г. Третьяко­
вым (76] в виде зависимости
а = А + Вп + С [Щ т 9
(2-1)
где п и N — частота вращения и мощность
турбины в безразмерном виде; коэффици­
енты А , В, С и показатель т определяются
опытным путем для каждой турбины и ее
отдельных узлов.
По опытным данным коэффициент теп­
лоотдачи от пара к стенке корпуса турби­
ны в процессе прогрева колеблется от
23,26 до 2326 Вт/(м2-К) [от 20 до
2000 ккал/(м2-ч-°С)] и более при условии,
что пар остается перегретым.
На рис. 2-1 представлен график зави­
симости от нагрузки коэффициента тепло­
отдачи от пара
к корпусу турбины
Б К - 100-2 в зоне регулирующей ступени,
полученный на основании эксперимента
[61]. Как видно из графика, на заключи­
тельном этапе прогрева при наборе нагруз­
ки коэффициент теплоотдачи от пара
к стенке изменяется весьма значительно.
Расчет температурных полей произво­
дится методами нестационарной теплопро­
водности.
Распределение температуры в направле­
нии теплового потока через стенку может
быть выражено в общем виде следующей
критериальной зависимостью:
і= і
* Ғо, В!
I
І ср
I — /ср
/о — /ср
(при нагреве);
(2-5)
(при охлаждении);
( 2 - 6)
I
і ср — температура греющей среды; (о
начальная температура стенки; I — текущая
температура на расстоянии х от обогревае­
мой поверхности пластины.
Анализ приведенных формул показы­
вает, что некоторые физические величины
в процессе нагрева мало меняются и их
в первом приближении можно принять по­
стоянными
((теплоемкость,
теплопровод­
ность и удельный вес металла).
В связи с этим характер температур­
ных полей в пластине определенной толщи­
ны в основном будет определяться коэф­
фициентом теплоотдачи к стенке и време­
нем прогрева, как это видно из рис. 2-2.
Характер представленных на рис. 2-2
температурных кривых позволяет сделать
вывод, что при всех прочих равных усло­
виях разность температур по толщине стен­
ки, а следовательно, и термические напря­
жения в ней в значительной мере зависят
от коэффициента теплоотдачи. В процессе
увеличения плотности греющего пара уве­
личивается
коэффициент
теплоотдачи
к стенке, и поэтому для сохранения при-
( 2 -2 )
где I — безразмерная температура; Ғо
критерий Фурье ((безразмерное время);
Ві — критерий Био (отношение внутренне­
го термического сопротивления к внешне­
му) * * — текущая координата; 5 — толщи­
на стенки.
ах
Ғо
(2-3)
(5/2)
Рис. 2-2. Распределение температуры по се­
чению пластины для различных моментов
времени при разных коэффициентах тепло­
отдачи.
емлемои разности температур по толщине
стенки скорость повышения параметров
греющего пара должна уменьшаться.
Температурные кривые, представленные
на рис. 2-2, построены по результатам рас­
четов. Следует, однако, отметить, что
точные решения урав-нений нестационарной
теплопроводности имеются только для тел
простой геометрической формы: пластины,
трубы бесконечной длины, цилиндры, сфе­
ры. Что касается корпуса турбины и ее
узлов, то они имеют весьма сложную фор­
му, затрудняющую аналитическое исследо­
вание температурных полей.
Отметим, что и у элементов, имеющих
достаточно простую геометрическую фор­
му, как, «апример, трубопроводов постоян­
ного диаметра, тепловое ноле искажается
•наличием^ фланцевых соединений и осевой
растечкой тепла вдоль трубопровода.
Особенно в неблагоприятных условиях
в этом отношении находится корпус турби­
ны. Если его геометрическую форму с не­
которым приближением можно принять за
полый цилиндр, то наличие массивных
фланцев делает весьма затруднительным
аналитический расчет температурных полей
корпуса в области фланцевого соединения.
В этом случае исследования должны про­
водиться экспериментальными методами.
Весьма плодотворным для исследова­
ния температурных полей является приме­
няющимся в последнее время метод электротепловои аналогии. Сущность его заклю­
чается ^ в электрическом моделировании
явлений теплопроводности. Поскольку рас­
пределение температурных и электрических
полей описывается подобными дифферен­
циальными
уравнениями,
исследование
тепловых потенциалов можно заменить ана­
лизом электрических потенциалов, создавая
подобные граничные условия на исследуе­
мой модели. Такой метод значительно про­
ще и дешевле непосредственного модели­
рования тепловых процессов.
Помимо электротепловой аналогии, при
изучении температурных полей в элементах
турбомашин используется метод гидротепло­
вой аналогии, осуществляемый с помощью
гидроинтеграторов.
\
При исследовании температурных по­
лей в натурных условиях применяется ме­
тод непосредственного измерения темпера­
тур по толщине стенки с помощью термо­
пар. Это позволяет контролировать и кор­
ректировать результаты аналитических рас­
четов, а такж е исследовать температурные
поля в элементах сложной формы, где ис­
пользование теоретических расчетов оказы­
вается невозможным.
Накопленный опыт исследования
температурных полей позволил по­
лучить ряд полуэмпирнческих зави­
симостей, позволяющих с достаточ­
ной точностью производить прочно­
стные расчеты.
Как известно, распределение тем­
ператур по толщине стенки хорошо
описывается уравнением параболы
второго порядка
. / х у
*= & + М
) ,
(2-7)
где Щ=§вң— — температурный пе­
репад по толщине стенки; I — теку­
щая температура; /вн и ^ — темпера­
туры внутренней и наружной по­
верхностей
стенки; х — текущая
координата (отсчет от наружной
поверхности стенки); б — толщина
стенки.
Наличие подобной зависимости
позволяет по результатам ограни­
ченного количества замеров строить
температурные поля по всей толщи­
не стенки. В местах, недоступных
для постановки термопар, значения
температур можно получить путем
интерполяции или экстраполяции
имеющихся данных.
Зависимость
(2-7)
позволяет
в эксплуатационных условиях вести
режим прогрева некоторых сравни­
тельно тонкостенных деталей по по­
казаниям одной термопары, зачеканенной в стенку. Д ля этого расчет­
ным путем или на основании
эксперимента определяется рекомен­
дуемая скорость изменения темпера­
туры.
Д л я определения максимального температуриого перепада по скорости измене­
ния температуры стенки может быть ис­
пользована ивестная зависимость
§1 ді
и = қ
(2-8>
где ді/дт — скорость изменения температу­
ры стенки; К — коэффициент, полученный
на основании опытных данных, изменяю­
щийся от Д,2 до 1,3, при этом меньшая
величина соответствует скоростям прогре­
ва 5—6°С/мин; большая — скоростям про- *
грева более 6°С/мин. Остальные обозначе­
ния приведены ранее.
Эта формула справедлива как для пло­
ской стенки, так и для трубы. Ее особое
преимущество заключается в том, что здесь
в качестве единственной переменной ис­
пользуется чисто эксплуатационная вели­
чина — скорость
изменения температуры
стенки. Однако в тех случаях, когда непо­
средственное измерение разности темпера-
ту по толщине стенки Д/ не вызывает
■особых затруднений, ее надо определять
экспериментально.
Определение температурных на­
пряжений является основной целью
проводимых расчетов и испытаний.
Как и в случае определения тем­
пературных полей, аналитический
расчет напояжений значительно за ­
трудняется из-за неправильной гео­
метрической формы обогреваемых
деталей. Поэтому распространение
на эти элементы формул, получен­
ных для тел правильной геметрической формы, дает определенные по­
грешности.
При параболическом распределе­
нии температуры по толщине защ ем­
ленной пластины напряжения в лю­
бой точке ее могут быть определены
по формуле [19]
1
№
(2-9)
01 1-— р. 3
вв к
здесь Оі — термические напряжения;
коэффициент линейного расширения; Е — модуль упругости; ц
коэффициент Пуассона. Остальные
обозначения приведены ранее.
При значениях х = 0 и х = 6 мы
получим напряжения соответственвнутренней по­
верхностях стенки:
1
(2- 10)
ані
Д*;
и
вн
2
М.
(2- 11)
Из формул (2-10) и (2-11) вид­
но, что напряжения на внутренней и
внешней поверхностях стенки разли­
чаются по знаку, причем наружная
поверхность испытывает при прогре­
ве напряжения растяжения, а внут­
ренняя— напряжения сжатия. При
такой картине распределения напря­
жений где-то внутри стенки будут
находиться волокна, не испытываю­
щие напряжений. Согласно формуле
(2-9) эти точки будут находиться на
расстоянии х —0,5776 от внешней по­
верхности стенки. На рис. 2-3 при­
водятся эпюры распределения тем­
Рис. 2-3. Эпюры распределения температур
и термических напряжений в стенке при
различных температурных перепадах.
ператур и напряжении в пластине
при различных температурных пере­
падах.
Как видно из формул (2-10) и
(2-11), в наиболее тяжелых усло­
виях при прогреве находится внут­
ренняя поверхность стенки. Наличие
внутреннего давления
несколько
уменьшает термические напряжения
от сжатия, однако его влияние не­
значительно, так как во время про­
грева турбоагрегата давление пара
внутри корпуса турбины или паро­
провода невелико. Зато эти напря­
жения могут резко возрасти при бы­
стром изменении температуры (теп­
ловой удар).
В зарубежной практике нашла распро­
странение несколько видоизмененная фор­
мула для определения термических напря­
жений на внутренней поверхности:
вя
(
хВ£
1
А*.
(2- 12)
где коэффициент х -принимает значение
1/2 — при стационарном
режиме. 2/3 —
при умеренном прогреве и 1 — при резком
изменении температуры (тепловой удар).
Если принять в первом прибли­
жении коэффициенты | , Е и р не
зависящими от температуры, напря­
жения в стенке корпуса, фланце или
паропроводе будут зависеть только
от разности температур по толщине
стенки. Величина этой разности з а ­
висит от скорости прогрева, толщи­
ны стенки и качества тепловой изо­
ляции. Поэтому турбины высокого
давления должны иметь особо к а­
чественную изоляцию и строго рас­
считанную скорость прогрева. Что
же касается толщины стенок корпу­
сов турбины, фланцев и трубопрово­
дов, то она выбирается из условий
механической прочности.
Применение в новейших турби­
нах
толстостенных
конструкций
чрезвычайно усложнило условия р а­
боты различных элементов турбо­
агрегата. По мнению некоторых
авторов, в установках высокого и
сверхкритического давления многие
пусковые операции до сих пор про­
водятся с термическими напряже­
ниями, превышающими предел теку­
чести.
Из всех элементов, испытываю­
щих термические напряжения, в наи­
более тяжелых условиях находятся
фланцевые соединения корпусов тур­
бин высокого давления. Из-за боль­
шой металлоемкости они прогрева­
ются очень медленно, вследствие че­
го в этих элементах наблюдаются
наибольшие разности температур.
В качестве примера можно при­
вести размеры фланцев турбины
К-300-240 ХТГЗ, где фланцы наруж ­
ного корпуса Ц В Д имеют в районе
паровпуска высоту 500 мм и шири­
ну 430 мм, а в Ц С Д — высоту
420 мм и ширину 300 мм. При таких
размерах температурный перепад по
ширине фланцев при отсутствии на­
ружного обогрева их в процессе пу­
ска может достигать значительной
величины даже' при умеренной ско­
рости прогрева.
К максимальным термическим
напряжениям, которые согласно фор­
муле (2-11) имеют место на вну­
тренней поверхности фланцев, при-
бавляются напряжения от затяжки
шпилек и разности температур меж­
ду фланцами и шпильками.
Затяж ка шпилек должна обес­
печить достаточную плотность ф лан­
цевого соединения во избежание про­
паривания горизонтального разъе­
ма. В турбинах высокого давления,
где из-за высоких температур ме­
талла имеет место релаксация на­
пряжений, первоначальная затяж ка
шпилек производится до 294 М Па
(3000 кгс/см2). Внутренняя поверх­
ность фланца испытывает при этом
дополнительные на/пряжения с ж а ­
тия, к которым прибавляются еще
напряжения от разности температур
между фланцем и шпилькой.
Поскольку между верхним флан­
цем и шпилькой имеется воздушный
зазор, а в резьбовом соединении
шпильки с нижним фланцем — тер­
мическое сопротивление, разность
температур между шпилькой и флан­
цем может составлять несколько де­
сятков градусов.
По данным испытаний турбины
К-200-130 [19] было установлено,
что первоначальная затяж ка шпи­
лек с напряжениями 294 М Па
(3000 кгс/см2) даж е при номиналь­
ной нагрузке, когда давление пара
в камере регулирующей ступени
ЦВД
составляет
8,83
МПа
(90 кгс/см2), создает на внутреннем
уплотнительном пояске фланцев на­
пряжения сжатия более 98,1 МПа
(1000 кгс/см2). К этой величине сле­
дует еще добавить напряжения от
разности температур фланцев и
шпилек, составляющие приблизи­
тельно
2,16—2,45
М Па
(22—
25 кгс/см2) на каждый градус тем­
пературной разности. Таким обра­
зом, несмотря на некоторую р аз­
грузку от давления пара внутри
корпуса турбины, суммарные напря­
жения на внутреннем уплотняющем
пояске будут весьма значительными.
В настоящее время заводами-изготовителями установлена максималь­
но допустимая разность температур
по ширине фланцев, не имеющих
обогрева, при пуске в п р ед ел ах .
100— 120°С. Есть основания пола­
гать, что эта величина является за­
вышенной и там, где это возможно,
ее следует снизить до 80°С.
Для уменьшения температурного
перепада но ширине фланца прогрев
корпусов турбин высокого и сверхкритического давления должен про­
изводиться со скоростями, значи­
тельно меньшими, чем скорости про­
грева трубопроводов и других эле­
ментов агрегата. Поэтому время пу-і
ска турбины высокого давления
с момента начала прогрева корпуса
определяется в основном временем
прогрева фланцевого соединения.
Д ля оценки этого времени может
быть
рекомендована
следующая
приближенная формула [23]:
^ = }ЕСЧ1к-1я)
3 ( 1—
р.)й9і
(213)
'
'
в»
где х — время, ч;
1К— начальная
и конечная температуры фланца, °С;
о* — допустимая величина термиче­
ского напряжения во фланце; С —
ширина фланца, м.
Следующим фактором, ограничи­
вающим скорость пуска турбоагре­
гата, является возникновение в про­
цессе пуска разности температур
между фланцами и шпильками. Н а­
ряду с появлением дополнительных
напряжений сжатия во фланце
шпильки при этом испытывают зна­
чительные дополнительные напря­
жения растяжения. Это в первую
очередь относится к турбинам высо­
кого давления, где напряжения от
затяжки шпилек велики.
Напряжения, возникающие из-за
разности температур между фланца­
ми и шпильками, можно рассчитать
по формуле [19]
(Тш= Лп£ш(Рф^ф— Рш^ш) *
(2*14)
где Рф и рш — коэффициенты линей­
ного расширения материалов флан­
ца и шпильки; 4$ и /ш — температу­
ры фланца и шпильки; Ет — модуль
упругости материала шпильки; кп —
коэффициент податливости фланца.
Коэффициент податливости фланца
учитывает уменьшение напряжений
в шпильке за счет упругого сжатия
материала фланцев. Этот коэффици­
ент принимается обычно равным 0,8.
Дополнительные
напряжения,
возникающие в шпильке от разности
температур
«фланец — шпилька»,
ориентировочно
можно
принять
равными 2,16—2,45 МПа
(22—
25 кгс/см2) на каждый градус этой
разности.
Наряду с корпусом значительные
термические напряжения при неустановившемся режиме испытывает
и ротор. В процессе прогрева тепло­
вой поток направлен от периферий­
ных волокон ротора к его центру
(при охлаждении — в обратном на­
правлении). Возникающая при этом
разность температур приводит к по­
явлению термических напряжений
в металле ротора, которые особенно
велики при резких теплосменах (теп­
ловых ударах). В наиболее тяжелых
условиях при этом находятся мас­
сивные роторы, например роторы
среднего давления мощных турбоаг­
регатов, на которые поступает пар
высокой температуры после промперегрева. Эти роторы по своей массе
соизмеримы с цилиндрами турбины
и перед толчком не могут быть про­
греты в такой же степени, как рото­
ры Ц В Д .
Наличие на поверхности ротора
концентраторов напряжений может
привести к образованию трещин
вследствие малоцикловой усталости
металла. Такими концентраторами
напряжений являются термокомпен­
сационные канавки в области лаби­
ринтных уплотнений. Эти канавки
выточены на валу для того, чтобы
предохранить ротор от прогиба
в случае задеваний в лабиринтных
уплотнениях. При наличии термокомпенсациоиных канавок тепло,
выделяющееся вследствие трения,
локализируется на узком участке и
температурные деформации не вы­
ходят за пределы участка вала,
ограниченного двумя канавками.
При резких теплосменах вслед­
ствие
концентрации
напряжений
в области этих канавок термические
напряжения могут значительно прев­
зойти предел текучести металла ро­
тора и сократить срок службы его
даж е при ограниченном числе теплосмен.
Теория малоцикловой усталости
в настоящее время разработана еще
недостаточно полно, чтобы дать на­
дежные методы расчета. Однако су­
ществующие формулы позволяют
ориентировочно связать количество
теплосмен с величиной местных тер­
мических напряжений.
Расчеты показывают, что наибо­
лее опасными режимами с точки
зрения появления усталостных тре­
щин на роторах современных тур­
бин сверхкритических параметров
являются глубокие сбросы нагрузки,
а также пуски из неостывшего со­
стояния.
Следствием термически неустановившегося состояния является также
появление разности температур вер­
ха и низа корпуса турбины при
останове ее. Эта разность темпера­
тур может появиться также при пу­
ске из-за скопления конденсата
в нижних точках корпуса турбины
при неудовлетворительной работе
дренажных устройств.
Наличие разности температур
между верхом и низом корпуса
приводит к выгибу корпуса вверх,
тем более значительному, чем боль­
ше длина корпуса между опорами.
Выгиб корпуса приводит к уменьше­
нию нижних радиальных зазоров
в уплотнениях диафрагм, что может
явиться причинои задевания ротора
о статор при вращении ротора. З а ­
девание ротора о гребни лабиринт­
ных уплотнений, помимо срабатыва­
ния гребней, может вызвать местный
перегрев вала и как следствие этого
термический прогиб его. Все это
ставит вопрос о допустимой вели­
чине температурного перепада меж­
ду верхом и низом цилиндра из
условий безопасного пуска турбины.
Точное аналитическое решение это­
го вопроса затрудняется из-за слож­
ной конфигурации корпуса и различ­
ных значений разностей температур
верха и низа корпуса по его длине.
В упрощенном виде прогиб ци­
линдра определяется по формуле [41}
/
(2-15)
здесь I — коэффициент линейного
расширения металла; %— средний
диаметр цилиндра; £ — длина цилиндра между опорами;
— усред­
ненный температурный перепад, рав­
ный средней арифметической вели­
чине разностей температур верха и
низа корпуса по длине.
Сравнивая полученный по фор­
муле (2-15) прогиб цилиндра с ми­
нимальными нижними радиальными
зазорами в диафрагменных уплотне­
ниях, можно определить допустимый
перепад температур между верхом
и низом цилиндра, при котором з а ­
девания вала о гребни уплотнений
будут исключены.
При изменении температурного
состояния турбины в процессе пуска
происходит изменение линейных раз­
меров цилиндров турбины из-за
теплового расширения металла. Осо­
бенно интенсивно расширение про­
исходит по длине турбоагрегата, по­
скольку в этом направлении корпуса
имеют наибольшие размеры и теп­
ловые расширения отдельных ци­
линдров суммируются.
Д ля обеспечения свободы тепло­
вых расширений турбины и сохра­
нения соосности ротора и корпуса ее
используется система направляю­
щих шпонок, установленных на р а­
мах подшипников. Пересечение осей
продольных и поперечных шпонок
образует мертвую точку, в окрест­
ности которой перемещения корпуса
равны нулю. Местоположение мерт­
вой точки выбирается с таким рас­
четом, чтобы исключить перемеще­
ние выхлопных патрубков турбин,
соединенных с тяжелыми конденса­
торами. Из этих соображений мерт­
вая точка в конденсационных турби­
нах образуется на выхлопном па­
трубке турбины, а в турбинах с противодавлением — на заднем стуле
подшипника. От этих точек и про-
исходит расширение турбины, при­
чем максимальное смещение имеет
место на переднем стуле подшипни­
ка, которое в современных мощных
агрегатах может достигать несколь­
ких десятков миллиметров. Эти пе­
ремещения направляются продоль­
ными шпонками, установленными на
рам ах подшипников. Контроль за
абсолютными расширениями стато­
ра осуществляется с помощью спе­
циальных дистанционных и местных
указателей, расположенных на ра­
мах подшипников.
Д ля обеспечения соосности кор­
пусов и подшипников турбины в вер­
тикальной плоскости эти элементы
имеют вертикальные шпонки. Р ас­
ширение цилиндров в горизонталь­
ной плоскости происходит в обе сто­
роны от вертикальных шпонок и
направляется поперечными шпонка­
ми, расположенными в местах опирания лап цилиндров на подшипни­
ки. Эти деформации также контро­
лируются в процессе пуска турбины.
На рис. 2-4 представлена схема
тепловых
расширений цилиндров
турбины К-200-130 с указанием на­
правлений перемещения подвижных
опор.
При нормальных температурных
расширениях абсолютное удлинение
никаких ограничений по пуску тур­
бины не вызывает. Однако, если сво­
бодное расширение корпусов турби­
ны чем-то ограничивается (заклини­
вание в шпоночных соединениях,
«опрокидывание» стула, отсутствие
необходимых зазоров между сколь­
зящими опорами и болтами), то
в корпусе возникают дополнитель­
ные напряжения и деформации, ко­
торые могут вызвать нарушение
соосности агрегата и появление виб­
рации. Эти явления могут не только
задерживать путк турбины, но и
сделать его вообще невозможным.
Все вышеперечисленные дефекты
могут быть устранены ів ремонтный
период. Д ля этого необходимо вести
постоянный тщательный контроль за
удлинениями корпусов при пусках и
остановках турбины.
Наиболее надежным признаком,
указывающим на отсутствие заде­
ваний в подвижных опорах турбины,
является возвращение этих элемен­
тов в исходное положение после
полного остывания турбины.
При рассмотрении вопросов пус­
ка турбин необходимо учитывать
изменение осевых зазоров в проточ­
ной части и уплотнениях вследствие
разности тепловых расширений ро­
тора и статора.
Осевые зазоры между соплами и
рабочими лопатками в проточной
части турбины устанавливаются из
конструктивных соображений с уче­
том того факта, что с уменьшением
осевых зазоров экономичность тур­
боагрегата увеличивается. При этом
учитывается, что при стационарном
режиме работы зазоры несколько
изменятся за счет разности коэффи-
6Я1
м
! і
Рйс 2-4. Схема тепловых расширений турбины К-200-130.
/ — мертвая точка; 2 — поперечные шпонки; 3 — скользящие опоры; 4 — указатель расширения.
циентов линейного расширения ро­
тора и статора. Что ж е касается неустановившегося термического со­
стояния, то здесь величина зазоров
будет зависеть от режима прогрева
или охлаждения турбины.
При прогреве турбоагрегата ро­
тор, имея, как правило, значительно
меньшую массу и большую поверх­
ность, чем корпус, нагревается
быстрее и приобретает более высо­
кую температуру, чему способствует
также более высокий коэффициент
теплоотдачи к вращающимся дис­
кам ротора.
Это приводит к разным по вели­
чине тепловым расширениям ротора
и статора турбины и соответствую­
щему изменению осевых зазоров
в проточной части.
Одновременно с этим происходит
изменение и радиальных зазоров,
однако вследствие сравнительно не­
больших размеров турбины в ради­
альном направлении изменение р а­
диальных зазоров в процессе прогре­
ва особых опасений не вызывает.
Что же касается осевых зазоров,
то здесь при большой длине турбо­
агрегата абсолютная величина осе­
вого зазора изменяется весьма силь­
но, и при неправильном режиме
прогрева может произойти задева­
ние вращающихся частей о непо­
движные.
Особенно в неблагоприятных ус­
ловиях находятся многоцилиндро­
вые турбины, упорный подшипник
которых расположен в переднем
стуле. В этом случае изменение осе­
вых зазоров в проточной части и л а ­
биринтных уплотнениях Ц Н Д осо­
бенно велико, поскольку при таком
расположении упорного подшипни­
ка относительные изменения осевых
размеров ротора по цилиндрам сум­
мируются.
В современных крупных турбо­
агрегатах упорный подшипник рас­
положен между цилиндрами высо­
кого и среднего давлений. Такая
компоновка уменьшает суммарное
относительное удлинение вращаю­
щихся элементов турбомашин и сб-
легчает пусковые операции. Однако
в случае турбин с несколькими Ц Н Д
каждый из них имеет свою мертвую
точку, что приводит такж е к очень
большому изменению осевых зазо­
ров.
Выбор рациональных осевых зазоров
в проточной части является актуальной
проблемой современного
турбостроения,
поскольку в данном случае вопросы без­
опасной работы вступают в противоречие
с вопросами экономичности. В настоящее
время характер изменения осевых зазоров
в зависимости от'реж имов работы изучает­
ся целым рядом головных институтов и на­
ладочных организаций. Разработанные ВТИ
и ЦҚТИ паровые и электромагнитные щу­
пы позволяют экспериментально определять
изменение осевых и радиальных зазоров
-в турбинах.
Однако при конструировании новых
турбоагрегатов
приходится
производить
аналитический расчет осевых зазоров при
различных температурных состояниях тур­
бины. Метод такого расчета имеется. Он
основан на составлении тепловых балансов
отдельных участков турбины за небольшие
промежутки времени и определении ло­
кальных температурных расширений, кото­
рые затем суммируются. Несмотря на не­
которую трудоемкость расчетов, их легко
запрограммировать для электронной вычи­
слительной машины.
В эксплуатационных условиях от­
носительное удлинение или укороче­
ние ротора контролируется с по­
мощью штатных указателей, уста­
новленных на крышках подшипников.
В мощных турбоустановках приме­
няются дистанционные указатели,
вторичные приборы которых выве­
дены на блочный іцит управления.
Следует такж е иметь в виду по­
ведение элементов ротора, посажен­
ных на вал с натягом, при неста­
ционарном тепловом режиме. К т а ­
ким элементам относятся насадные
диски и втулки уплотнений. При их
прогреве вследствие направления
теплового потока от периферии
к центру и значительного термиче­
ского сопротивления в местах по­
садки температура их может ока­
заться существенно выше темпера­
туры вала, вследствие чего произой­
дет ослабление посадки этих дета­
лей и натяг их может исчезнуть
совсем. В этих случаях диски хотя
и предохраняются от проворачива­
ния на валу шпоночным соедине­
нием, однако такой режим не может
считаться безопасным, поскольку он
вызовет радиальное смещение дис­
ков и связанную с ним сильную виб­
рацию турбины.
Кроме того, при частых теплосменах в шпоночных пазах как местах
концентрации напряжений с течени­
ем времени могут развиваться тре­
щины. Их возникновение связано
с количеством и режимом теплосмен,
а также с величиной начального на­
тяга.
Еще в более тяжелых условиях находятся втулки переднего концевого уплот­
нения. Имея небольшую толщину, они про­
греваются очень быстро. В процессе быст­
рого пуска это может привести не только
к исчезновению натяга, но и появлению
зазора между валом и втулкой. Втулка
при этом может сместиться в радиальном
направлении, вызвать вибрацию ротора и
задевания в лабиринтных уплотнениях. Это
явление может наблюдаться в первую оче­
редь у турбин высокого давления со зна­
чительными изменениями температуры пара и большими диаметрами валов в местах
посадки втулок.
В турбине К -100-90 втулки переднего
уплотнения имеют внутренний диаметр
380— 460 мм и насажены на вал с натягом
0,35—0,4 мм. Это значит, что при разно­
сти температур втулок и вала 60—70°С
натяг полностью исчезает даж е в случае
неподвижного ротора. Если учесть центро­
бежные силы, возникающие во втулке при
рабочих числах оборотов ротора, исчезно­
вение натяга может произойти и при мень­
ших разностях температур.
По данным исследований (85], прове­
денных на турбинах высокого давления
с насадными втулками, режим прогрева
передних втулок лабиринтного уплотнения
оказывает существенное влияние >на время
пуска турбины. При останове и охлажде­
нии турбины, когда тепловой поток направ­
лен от центра вала к периферии, насадные
детали испытывают значительные напря­
жения от увеличения натяга. И в этом слу­
чае тонкие втулки находятся в наиболее
тяжелых условиях.
Особенно неблагоприятное воздействие
на втулки оказывает подвод охлажденного
пара к концевым уплотнениям во время
останова или пуска турбины из горячего
состояния. С учетом перечисленных обстоя­
тельств современные мощные турбоагрега­
ты выполняются без насадных втулок и
насадных дисков в области высоких тем­
ператур.
2-2. ПУСК КОНДЕНСАЦИОННЫХ ТУР­
БИН и з х о л о д н о г о с о с т о я н и я
Пуск паровой турбины осуще­
ствляется согласно инструкции по
эксплуатации, разработанной заводом-изготовителем или наладочной
организацией. Режим пуска турбины
зависит от типа турбоагрегата, его
мощности, начальных параметров,
конструктивных особенностей, осо­
бенностей тепловой схемы станции,
а также местных условий. С ростом
единичной мощности и переходом на
пар высоких и сверхкритических па­
раметров процессы пуска и эксплуа­
тации паровых турбин существенно
усложнились. Определенными осо­
бенностями отличается пуск блоч­
ных установок, при котором блок
котел — турбина — генератор
пус­
кается как единый агрегат.
Все это показывает, что единой
методики пуска турбин вне зависи­
мости от их мощности и конструк­
ции дать нельзя.
Ниже рассматриваются без под­
робной детализации лишь основные
операции по пуску конденсационной
паровой турбины.
Операции по пуску турбины мож­
но разделить на три характерных
периода:
первый
период — подготовка
к пуоку;
второй период — пуск и повыше­
ние частоты вращения ротора до но­
минальной;
третий период — включение гене­
ратора в сеть и нагружение тур­
бины.
К первому периоду относятся
следующие операции:
а)
Осмотр всего основного и
вспомогательного оборудования тур­
боагрегата.
При этом осмотре необходимо
убедиться в том, что все ремонтные
работы закончены; инструмент, ог­
раждения, запасные части убраны;
•все средства техники безопасности
(заземления, защитные кожухи и
покрытия) установлены на место,
снятая изоляция восстановлена, ра*
бочие места находятся в чистом со­
стоянии.
Необходимо также проверить по
записям в оперативном журнале,
что наряды, по которым производи­
лись ремонтные работы на турбоаг­
регате и вспомогательном оборудо­
вании, закрыты.
б) Проверка наличия контроль­
но-измерительной аппаратуры.
Необходимо проверить наличие
и правильность показаний маномет­
ров, потенциометров, указателей осезого сдвига, относительного расши­
рения и прогиба ротора. Особое вни­
мание следует обратить на прибо­
ры, контролирующие пусковые опе­
рации.
Необходимо также проверить на­
личие запасных контрольно-измери­
тельных приборов: манометров, ртут­
ных термометров, ручного тахоме­
тра.
в) Проверка действия средств
сигнализации и связи между рабо­
чими местами.
Проверке подлежат машинный
телеграф,
командные
аппараты,
средства вызова (акустические, све­
товые), средства громкой акустиче­
ской связи, а также аварийная сиг­
нализация, включаемая вручную.
г) Проверка состояния и поло­
жения пароводяной арматуры.
Проверяется наличие напряже­
ния на сборках привода электромо­
торов задвижек. Производится опро­
бование дистанционного управления
задвижками, а также пусковыми
РОУ и БРОУ. Проверяется соответ­
ствие направления вращения элек­
тромоторов дистанционного привода
положению управляющего ключа.
Проверяется правильность работы
дистанционных указателей положе­
ния пароводяной запорной арма­
туры.
д)
Запись показаний приборов,
контролирующих тепловое расшире­
ние цилиндров турбины, относитель­
ное удлинение роторов, осевой сдвиг
и температуру металла в контроль­
ных точках. Сравнение показаний
механических указателей теплового
расширения турбины с показаниями
дистанционных приборов на щите
управления.
е) Проверка через дежурный
персонал электроцеха готовности ге­
нератора к пуску. Заполнение гене­
ратора водородом. Последняя опе­
рация производится после ремонта
турбогенератора или длительного
простоя. При кратковременных оста­
новках освобождение генератора от
водорода не производится.
Заполнение генератора водоро­
дом производится в два этапа: сна­
чала корпус генератора заполняется
углекислым газом, а затем углекис­
лота вытесняется водородом. Такая
последовательность операций позво­
ляет избежать контакта водорода
с воздухом. Заполнение генератора
водородом производится после опро­
бования схемы автоматизации водо­
родных уплотнений при включенных
масляных насосах системы уплотне­
ния.
ж ) Смазка узлов, не имеющих
централизованной принудительной
смазки.
|
з)
Подготовка к пуску масляной
системы.
Проверяется
уровень
масла
в масляном баке и уровень огнестой­
кой жидкости в баке системы
регулирования. Производится слив
отстоя с нижней точки масляного
бака и с верхнего уровня огнестой­
кой жидкости. Проверяется работа
эксгаустеров и поплавковых указа­
телей уровня. Делается запись
в журнале результатов лаборатор­
ного анализа масла.
Производится опробование основ­
ных и резервных маслонасосов. При
наличии вспомогательного турбомасляного насоса перед его пуском не­
обходимо прогреть паропровод при­
водной турбинки и произвести опро­
бование ее автомата безопасности.
При низкой температуре масла
(ниже 35°С) необходимо подогреть
масло, прокачивая его с помощью
вспомогательного маслонасоса по
замкнутому контуру без охлаждения
в м асл оохл а дител ях.
Наиболее ответственным момен­
том подготовки маслосистемы к пус­
ку является проверка автоматики
включения резерва и аварийной
сигнализации. Это особенно касает­
ся турбоустановок с электрическим
приводом главного масляного насо­
са. В схемах с масляным насосом на
валу турбины автоматическое вклю­
чение резервного и аварийного маслонасосов происходит по импульсу
от падения давления масла в систе­
ме смазки. Опробование аварийных
систем включения и сигнализации
в таких системах производится при
запущенном в рабогу пусковом маслонасосе путем закрытия вручную
задвижки на нагнетании и сниже­
нием тем самым давления масла
в напорных линиях смазки. Д авле­
ния масла, при которых включается
аварийная сигнализация, а также
происходит последовательное вклю­
чение резервного и аварийного маслонасосов, должны быть зафиксиро­
ваны в специальном журнале.
В турбоагрегатах с электриче­
ским приводом главного масляного
насоса, где применяется двойная си­
стема блокировки — по импульсу от
давления масла и по электрическому
импульсу от блок-контактов выклю­
чателя электромотора, опробование
включения аварийного резерва про­
изводится как путем отключения ра­
ботающего маслонасоса, так и путем
прикрытия задвижки на нагнетании
для искусственного понижения дав­
ления в маслосистеме. В первом слу­
чае включение аварийного резерва
электрическому
происходит
по
импульсу, во втором случае импуль­
сом является падение давления в си­
стеме смазки.
Пуск турбины с неисправной си­
стемой включения аварийного резер­
ва по любому из импульсов катего­
рически запрещается.
После опробования работы маслонасосов задвижки всех насосов
должны быть открыты и запломби­
рованы в этом положении.
Подготовка маслосистемы к пус­
ку закапчивается включением в ра­
боту пускового насоса или главного
масляного насоса при независимой
системе смазки агрегата.
и)
Опробование элементов управ­
ления и защиты паровой турбины.
Проверяется работа синхрониза­
тора, ограничителя мощности, элек­
тромагнитного выключателя турби­
ны с щита управления.
С помощью ручного управления
проверяется открытие и закрытие
стопорных и регулирующих клапа­
нов, а такж е регулирующих и отсеч­
ных клапанов промперегрева. Про­
веряется посадка клапанов при вы­
бивании
автомата
безопасности
вручную. При этом должны закры ­
ваться стопорные и регулирующие
клапаны острого пара и промпере­
грева, а такж е обратные клапаны
на отборах.
При наличии в системе регулирования электрогидравлическои при­
ставки последняя при опробовании
элементов системы регулирования
должна быть отключена закрытием
вентиля
на импульсной линии,
соединяющей
электроприставку
с промежуточным золотником.
Производится проверка следую­
щих защит турбины: 1) реле осевого
сдвига; 2) вакуум-реле; 3) реле па­
дения давления масла в системе
смазки; 4) реле падения давления
в системе регулирования.
и
Действие этих защит приводит
к
расцеплению
рычагов
авто­
мата
безопасности
и
закры­
тию стопорных и регулирующих
клапанов свежего пара и промпере­
грева. Реле осевого сдвига прове­
ряется смещением вручную на опре­
деленную величину датчика реле.
При этом имитируется сдвиг ротора
как в сторону генератора, так и
в обратном направлении. Опробова­
ние вакуум-реле производится при
достижении определенного вакуума
в конденсаторе. Для проверки необ­
ходимо закрыть вентиль на импульс­
ной трубке, соединяющей датчик
вакуум-реле с конденсатором, после
чего медленно открывать вентиль
срыва вакуума в датчике. При па­
дении вакуума до определенной
величины происходит срабатывание
защиты.
Испытание защиты от падения
давления в маслосистеме произво­
дится с помощью вентиля реле дав­
ления или прикрытием задвижки на
нагнетании маслонасоса.
После опробования действия з а ­
щит рычаги автомата безопасности
должны быть взведены, указатель
осевого сдвига поставлен в нулевое
положение, ключи автоматического
включения резервного и аварийного
маслонасосов установлены в поло­
жение «сблокировано».
к) Опробование действия защит
и блокировок клапанов БРО У и рас­
топочных РОУ.
В этот раздел входит проверка
действия защит, обеспечивающих
прекращение сброса пара через
БРО У и РОУ в конденсатор при по­
нижении вакуума в нем до опреде­
ленного уровня и при прекращении
подачи воды на впрыски. Прове­
ряется действие блокировок клапа­
нов БРОУ и растопочных РОУ. При
открытии этих клапанов через опре­
деленное время должны автомати­
чески открыться клапаны впрыска
воды на пароохладители БРО У и
в пароприемное устройство конден­
сатора.
л) Подготовка к включению и
включение валоповоротного устрой­
ства.
Валоповоротное устройство в на­
стоящее время устанавливается на
всех крупных машинах и почти на
всех машинах малой мощности. Н а ­
значение его состоит в том, чтобы
обеспечить равномерное остывание
ротора при останове и равномерный
прогрев его при пуске. Подготовка
к
включению
валоповоротного
устройства заключается в опробова­
нии блокировки, отключающей элек­
трический мотор при падении дав­
ления масла в системе смазки
ниже установленного предела. Д ля
включения в работу валоповоротно­
го устройства необходимо с по­
мощью
рычага
и
маховика,
укрепленного
на
оси
элект­
ромотора,
ввести
ведущую ше­
стерню в зацепление, после чего
вращать маховик по часовой стрел­
ке до тех пор, пока наружный ры­
чаг не будет доведен до фиксирую­
щего штифта. В этот момент при­
водной двигатель автоматически
включится в работу.
Валоповоротное устройство долж­
но находиться в непрерывной работе
вплоть до момента толчка турбины
паром, после чего ведущая шестерня
автоматически выходит из зацеп­
ления, а электромотор останавли­
вается.
Г
'
м) Подготовка и пуск конденса­
ционной установки.
Производится поочередное опро­
бование циркуляционных насосов,
расположенных в машинном зале
или на .береговой насосной, прове­
ряется работа устройства для изме­
нения угла поворота лопастей цир­
куляционных насосов осевого типа,
производится проверка блокировок
и сигнализации оборудования бере­
говой насосной, проверяется работа
вращающихся сеток и насосов тех­
нической воды.
При неблочной компоновке цир­
куляционных насосов собирается
схема циркуляционных водоводов и
пускается необходимое количество
насосов. При блочной компоновке
каждый насос пускается на одну по­
ловину конденсатора, при этом
единственная задвижка, располо­
женная на сливе из конденсатора,
должна быть открыта. Лопасти
осевого насоса должны быть развер­
нуты в рабочее положение. В агре­
гатах, допускающих изменение угла
поворота лопастей на ходу, пуск
должен осуществляться при мини­
мальном развороте лопастей. Это
уменьшает пусковой ток электродви­
гателя насоса.
Д ля выпуска воздуха из цирку­
ляционной магистрали открываются
воздушники на верхних точках
сливных труб. Воздушники закры ­
ваются после появления в них воды.
В системах с эжекторным удалением
воздуха из циркуляционной системы
включаются вспомогательные эжек­
торы циркуляционной системы. Во­
дяные эжекторы циркуляционной
системы включаются после пуска
подъемных насосов основных эж ек­
торов.
Следующим этапом пуска кон­
денсационной установки является
опробование и проверка блокировок
конденсатных насосов и насосов
блочной обессоливающей установки.
Проверка автоматики включения ре­
зерва осуществляется закрытием з а ­
движки на нагнетании насоса или
отключением
электромотора.
Во
избежание запаривания насоса дли­
тельная работа его при закрытой
задвижке не допускается.
После проверки блокировок и з а ­
щит конденсатор заполняется хими­
чески обессоленной водой на три
четверти высоты водомерного стек­
ла, при этом один из конденсатных
насосов включается в работу по схе­
ме рециркуляции. С помощью руч­
ного или автоматического клапана
рециркуляции в конденсаторе под­
держивается постоянный Нуровеиь
в течение всего
]
времени пуска и на­
бора нагрузки.
Система рециркуляции конденса­
та позволяет при Малых нагрузках
обеспечивать достаточное охлажде­
ние холодильников эжекторов и
охладителей отсоса паровоздушной
смеси из концевых уплотнений тур­
бины. После включения конденсат­
ных насосов конденсат подается на
уплотнение арматуры, находящейся
под разрежением. В конденсаторах
с двойными трубными досками по­
дается конденсат для уплотнения
трубных досок. В блочных установ­
ках с пусковыми питательными
электронасосами конденсат подает­
ся на охлаждение обмоток электро­
двигателя.
н) Подготовка и пуск воздухо­
отсасывающих устройств.
В настоящее время в турбинных
установках отечественного производ­
ства нашли применение два типа
воздухоотсасывающих
устройств:
пароструйные и водоструйные эжек­
торы.
В турбоагрегатах, оборудованных
пароструйными эжекторами, началь­
ное разрежение создается с по­
мощью пускового эжектора, рабо­
тающего без охлаждения и имеюще­
го большую производительность.
Турбины небольшой мощности, как
правило, пусковых эжекторов не
имеют. В этом случае в качестве
пускового эжектора может быть
использована
последняя
ступень
основного эжектора, имеющая при­
мерно ту ж е характеристику, что и
пусковой эжектор.
В турбинах ЛМ З мощностью
300 МВт и выше в качестве воздухо­
удаляющих устройств используются
водоструйные эжекторы. Вода в эти
аппараты подается специальными
подъемным насосами, установленны­
ми в помещении турбинного цеха на
нулевой отметке. Забор воды для
этих насосов производится из цирку­
ляционной магистрали. В установ­
ках с водоструйными эжекторами
пусковые эжекторы не предусматри­
ваются. Их функцию выполняют
основные эжекторы.
Перед пуском подъемных насо­
сов производится опробование ре­
зервных агрегатов и их блокировок,
после чего один из насосов оставля­
ется в работе.
о) Подача пара на концевые
уплотнения.
Д ля герметизации корпуса тур­
бины в местах выхода в ал а из ци­
линдров и ускорения создания пус­
кового вакуума на концевые уплот­
нения подается пар. В установках
неблочного типа пар подается от
деаэратора или другой станционной
магистрали низкого давления.
В блочных установках пар на
уплотнение подается от посторонне­
го источника (общестанционная м а­
гистраль, деаэратор соседнего блока
и т. д.). При подаче пара на конце­
вые уплотнения необходимо следить,
чтобы не наблюдалось выбивания
пара вдоль вала. В турбинах, снаб­
женных вестовыми трубами, регули-
рование количества пара, подавае­
мого на уплотнения, осуществляется
путем визуального наблюдения за
парением из вестовых труб.
Подача пара на уплотнение при
неподвижном роторе категорически
запрещается, так как это может вы­
звать прогиб ротора. При пуске тур­
бин малой мощности, не имеющих
валоповорота,
подача
пара на
уплотнения осуществляется после
толчка ротора паром. У этих турбин
пусковой вакуум может быть набран
и без подачи пара на концевые
уплотнения.
п) Подготовка к пуску регенера­
тивной установки.
Проверяется работа сливных на­
сосов системы регенерации. Собира­
ется схема отсоса воздуха из подо­
гревателей в конденсатор. Собира­
ется схема каскадного слива дрена­
ж а подогревателей. Проверяется от­
сутствие заеданий регулирующих
клапанов уровня в подогревателях
путем расхаживания этих клапанов.
Производится проверка действия
сигнализации и защиты подогрева­
телей высокого давления. При не­
исправностях в системе защиты по­
догревателей от переполнения вклю­
чать их в работу нельзя.
р) Включение в работу деаэра­
тора.
Турбоагрегаты, питающиеся па­
ром от общего паропровода, вклю­
чаются в работу уже при работаю­
щем деаэраторе.
В блочных установках пуск деа­
эратора
происходит
совместно
с пуском блока с таким расчетом,
чтобы заполнение котлоагрегата
проводилась деаэрированной водой.
Поскольку к моменту пуска блока
котел не вырабатывает собственного
пара, питание деаэратора паром
производится от постороннего источ­
ника (общестанционная магистраль,
деаэратор соседнего блока, пусковая
котельная и т. д.). Включение в ра­
боту деаэратора производится в со­
ответствии с инструкцией по обслу­
живанию деаэраторов.
с) Прогрев паропроводов.
О
Перед подачей пара в турбину
от общей магистрали главный паро­
провод турбины должен быть тща­
тельно прогрет. При подаче пара
в непрогретый паропровод может
произойти массовая конденсация
пара с последующим гидравличе­
ским ударом. Кроме того, при рез­
ком повышении температуры паро­
провода в его стенках и фланцевых
соединениях возникают недопусти­
мые термические напряжения. Ана­
логичные явления могут возникнуть
в паровых задвижках и автоматиче­
ском стопорном клалане.
Длительность и порядок прогре­
ва паропровода и парозапорной
арматуры зависят от исходного тем­
пературного состояния и определя­
ются
начальными
параметрами
пара, толщиной стенок и фланцев,
а также длиной прогреваемых участ­
ков. Чем толще стенки паропровода
и 'массивнее фланцы и корпуса кла­
панов, тем медленнее должен вес­
тись прогрев паропровода.
При отсутствии контроля за тем­
пературой металла главного паро­
провода регламентируется скорость
подъема давления в главном паро­
проводе. Эта величина указывается
в инструкции по пуску турбины и
должна
неуклонно соблюдаться.
При наличии термопар, зачеканенных в стенки паропровода и пароза­
порной арматуры, интенсивность
прогрева определяется скоростью
изменения температуры стенок глав­
ного паропровода.
При пуске турбины на скользя­
щих параметрах прогрев паропро­
вода производится совместно с про­
гревом турбины. Эти пуски будут
рассмотрены ниже.
При пуске турбоагреграта от
главной паровой магистрали паро­
провод турбины прогревается участ­
ками от задвижки к задвижке.
Каждый такой участок должен быть
снабжен системой дренирования.
Чем длиннее прогреваемый участок,
тем осторожнее следует вести про­
грев, не допуская возникновения
гидравлических ударов. При прогрео
ве толстостенных паропроводов рас­
считанных на давление 12,75—
23,5 М Па (130—240 кгс/см2), боль­
шую опасность представляют терми­
ческие напряжения, возникающие
в элементах главного паропровода
при чрезмерно быстром подъеме
температуры.,Скорость прогрева па­
ропроводов подобного типа опреде­
ляется на основании рекомендаций
завода-изготовителя или по данным
теоретических и экспериментальных
работ головных научно-исследова­
тельских институтов и наладочных
организаций.
Д ля паропроводов сверхкритического давления регламентируется
не только средняя скорость прогре­
ва, но и скорость прогрева при раз­
личной температуре металла паро­
провода. Так, при общей рекомен­
дуемой скорости прогрева паропро­
вода 2—4°С/мин в начальный пе­
риод при температурах металла до
400°С рекомендуемая скорость про­
грева равна 3—4°С/мин; при дости­
жении же температуры металла
400°С скорость прогрева должна
быть уменьшена до 2—3°С/мин.
В
турбинах
блочного
типа
с промперегревом, помимо паропро­
водов и парозапорной арматуры све­
жего пара, необходимо прогреть ли ­
нии промперегрева с соответствую­
щей арматурой. В блочных установ­
ках прогрев линий промперегрева
осуществляется, как правило, све­
жим паром, редуцируемым с помо­
щью РОУ. В дубль-блоках с прямо­
точными котлами прогрев системы
промперегрева осуществляется па­
ром
из расширителя пусковой
схемы.
После проведения всех подгото­
вительных операций производится
толчок ротора паром. К этому
моменту турбина должна набрать
пусковой вакуум. Величина пуско­
вого вакуума различна для разных
конструкций турбоагрегатов и не
должна быть ниже 300 мм рт. ст.
Перед толчком ротора произво­
дится проверка велнчны прогиба
вала. Указатель искривления вала,
имеющийся на всех новых турбинах,
должен зафиксировать величину, не
превосходящую установленных для
каждой турбины пределов (0,03—
0,05 мм). При превышении этой ве­
личины пуок турбины не разреш а­
ется и ротор турбины должен вра­
щаться валоповоротом до устране­
ния ненормального прогиба.
Второй период пуска — толчок
ротора паром и подъем числа обо­
ротов.
а) Толчок ротора паром может
быть произведен с помощью регули­
рующих клапанов или байпаса ГПЗ.
Пуск турбины регулирующим к л а­
паном позволяет более тонко регули­
ровать расход пара, однако в этом
случае пар поступает только в одну
сопловую коробку, что вызывает не­
равномерный прогрев корпуса тур­
бины по окружности.
При пуске турбины байпасным
клапаном ГПЗ с полностью откры­
тыми регулирующими клапанами
обеспечивается более равномерный
прогрев корпуса турбины по окруж­
ности. В современных турбоустанов­
ках запас проходного сечения бай­
пасного клапана достаточен для
включения турбогенератора в сеть и
принятия части нагрузки.
б) Прогрев турбины при малых
числах оборотов.
После толчка турбины устанав­
ливается частота вращения ротора
300—500 об/мин. При этом валопо­
воротное устройство должно автома­
тически отключиться. При данных
оборотах производится прослушива­
ние турбины. Д ля этого подачу пара
в турбину временно прекращают, не
допуская, однако, полного останова
ротора. При отсутствии задеваний
вращающихся частей о неподвиж­
ные турбина оставляется при этих
оборотах для первоначального про­
грева. Время прогрева при малых
числах оборотов определяется ин­
струкцией по пуску.
В процессе начального прогрева
турбины и в дальнейшем необходи­
мо тщательно следить за показа­
ниями
приборов,
фиксирующих:
1) относительное удлинение ротора;
2) разность температур по ширине
фланца; 3) разность температур
между фланцем и шпилькой; 4) раз­
ность температур верха и низа ци­
линдра; 5) вибрацию подшипников;
6) искривление вала; 7) тепловое
расширение
корпуса
турбины;
8) осевой сдвиг ротора.
Все эти величины в любой мо­
мент времени не должны выходить
за пределы, указанные в инструк­
ции по пуску турбины.
;
После прослушивания турбины,
визуального осмотра вращающихся
механизмов и проверки температуры
масла на сливе с подшипников мож­
но переходить к дальнейшему
подъему числа оборотов.
в) Увеличение числа оборотов до
рабочего.
Дальнейшее повышение числа
оборотов
турбины
производится
с определенной скоростью, указан­
ной в инструкции. В той же инструк­
ции должны быть указаны числа
оборотов, при которых делается вы­
держка, и длительность этой выдер­
жки. Необходимость выдержки на
промежуточном числе оборотов дик­
туется условиями дальнейшего про­
грева турбины.
В период выдержки на промежу­
точном числе оборотов еще раз про­
изводится проверка всех ответствен­
ных элементов турбоагрегата.
П о мере повышения числа обо­
ротов необходимо тщательно сле­
дить за вибрацией. В случае появле­
ния значительной вибрации число
оборотов следует немедленно сни­
зить и продолжить прогрев ротора
на малых оборотах. При невозмож­
ности устранить прогиб ротора с по­
мощью валоповоротного устройства
в процессе пуска пуск турбины сле­
дует прекратить.
Важным моментом при подъеме
оборотов до рабочего числа явля­
ется
прохождение
критического
числа оборотов. Большинство кон­
денсационных турбин отечествен­
ного производства имеют гибкий ро­
тор, т. е. ротор, критическое число
оборотов которого лежит ниже рабо­
чего числа оборотов. При достиже­
нии этих оборотов ротор турбины
испытывает сильную вибрацию, по­
скольку в этот момент собственная
частота колебаний его совпадает
с частотой возмущающих сил. По­
этому задержка на критических обо­
ротах недопустима, и эти обороты
должны быть пройдены по возмож­
ности быстрее.
При
расположении
главного
масляного насоса на валу турбины
необходимо следить за вступлением
его в работу. Это характеризуется
увеличением давления в маслосистеме. Главные
масляные
насосы
объемного типа вступают в работу
обычно при 50%, а насосы центро­
бежного типа при 70—75% рабочего
числа оборотов турбины. Начиная
с этого момента вспомогательные
масляные насосы могут быть отклю­
чены. Для этого, не останавливая
вспомогательный масляный насос,
закрывают задвижку на нагнетании
и следят за показаниями манометра
маслосистемы. Если'после прикры­
тия задвижки давление масла не
снижается, насос можно остановить
и вывести в резерв.
Незадолго до достижения рабо­
чего числа оборотов в работу всту­
пает система регулирования турби­
ны. При этом происходит автомати­
ческое закрытие всех регулирующих
клапанов, кроме первого, который
поддерживает холостой ход турби­
ны. Это позволяет полностью от­
крыть главную парозапорную за ­
движку, если пуск проводился бай­
пасом ГПЗ. Время вступления в ра­
боту системы регулирования опреде­
ляется степенью неравномерности
регулирования и положением син­
хронизатора. Во время пуска син­
хронизатор должен быть выведен
в положение, соответствующее ми­
нимальному числу оборотов.
К моменту достижения турбиной
рабочего числа оборотов вакуум
в конденсаторе должен быть дове­
ден до нормального, должна быть
включена система охлаждения гене-
ратора и подана вода на маслоохла­
дители. В случае необходимости
производится опробование автомата
безопасности и других защит тур­
боагрегата. Длительная работа тур­
бины на холостом ходу не рекомен­
дуется вследствие перегрева вы­
хлопного патрубка, что может при­
вести к расцентровке турбины и
возникновению вибрации.
Третий период — включение гене­
ратора в сеть и нагружение тур­
бины.
а) Включение турбогенератора
в параллельную работу является
весьма ответственным моментом и
требует от оператора высокой ква­
лификации, так как несинхронное
включение генератора в сеть эквива­
лентно короткому замыканию на
главных шинах станции со всеми вы­
текающими отсюда последствиями.
Д ля предотвращения случаев •несин­
хронного включения на современных
крупных генераторах предусматри­
вается блокировка от несинхронного
включения.
Существуют два метода включения ге­
нератора в сеть: метод точной синхрониза­
ции и метод самосинхронизации.
При включении генератора в сеть по
первому методу необходимо, чтобы частота
и напряжение подключаемого генератора
были равны частоте и напряжению в сети.
Кроме того, должно быть обеспечено сов­
падение одноименных фаз подключаемого
генератора и сети.
Д ля точной синхронизации на щите
управления имеются следующие приборы:
1) два вольтметра, указывающие напряже­
ние сети и подключаемого генератора;
2) два частотомера, фиксирующие частоту
сети и частоту подключаемого генератора;
3) синхроноскоп. Все эти приборы распо­
лагаются на специальном щитке, называе­
мом «колонкой синхронизации».
К моменту достижения турбогенерато­
ром числа оборотов, близкого к синхронно­
му, в обмотки ротора генератора должно
быть подано возбуждение и с помощью
шунтового реостата напряжение на обмот­
ках статора доведено до номинального.
Число оборотов турбогенератора меня­
ется синхронизатором со щита управления.
Контроль за числом оборотов ведется по
частотомеру, установленному на колонке
синхронизации. При совпадении показаний
частотомеров подключаемого генератора я
сети можно включать синхроноскоп. Сле­
дует отметить, что совпадение частот, фик­
сируемое по щитовым частотомерам, не
означает точного совпадения частот под­
ключаемого генератора и сети, так как ви­
брационные частотомеры обладают опреде­
ленной погрешностью. Точное совпадение
частот может быть зафиксировано по пока­
занию синхроноскопа.
Синхроноскоп представляет собой ци­
ферблат с вращающейся стрелкой, скорость
вращения которой пропорциональна разно­
сти частот сети и подключаемого генерато­
ра. В случае, если частота генератора пре­
вышает частоту сети, вращение происходит
по часовой стрелке, в случае, если частота
подключаемого генератора ниже частоты
сети, вращение происходит в обратном на­
правлении. При совпадении частот стрелка
останавливается, но включать генератор
в сеть можно лишь в том случае, когда
стрелка располагается в вертикальном по­
ложении и конец ее совпадает с чертой
в верхней части циферблата синхроноскопа.
В этом случае имеет место совпадение как
частот, так и фаз. Обычно включение ге­
нератора в сеть производится при медлен­
ном приближении стрелки прибора к вер­
тикальной черте. Включение производится
с некоторым опережением по времени,
с учетом времени срабатывания соленои­
дов масляного или воздушного выключате­
ля генератора.
Согласно ПТЭ при использовании руч­
ной точной синхронизации должна быть
включена
блокировка от несинхронного
включения.
Кроме ручной синхронизации, в совре­
менных агрегатах находят применение си­
стемы автоматической и полуавтоматиче­
ской синхронизации. Более простым мето­
дом включения генератора в параллельную
работу является способ самосинхронизации.
Сущность его заключается в том, что тур­
богенератор разворачивается до оборотов,
близких к синхронному числу оборотов, и
без возбуждения включается в параллель.
После включения масляного выключателя
генератора на обмотки ротора подается
возбуждение, и турбогенератор автоматиче­
ски втягивается в синхронизм.
Важными достоинствами рассмотренно­
го метода являются быстрота включения ге­
нератора в сеть и простота производимых
операций. Однако при этом следует иметь
в виду, что такой способ включения гене­
ратора в параллель приводит к резкой по­
садке напряжения на шинах и появлению
значительных динамических усилий в эле­
ментах подключаемого генератора. В свя­
зи с этим для некоторых типов генераторов
метод самосинхронизации как нормальный
способ включения в параллель рекомендо­
ван быть не может. Исключение составля­
ют аварийные случаи. Согласно ПТЭ в а в а ­
рийных условиях включение в параллель­
ную работу генераторов любого типа мо­
жет производиться способом самосинхрони­
зации. При нормальном включении в сеть
выбор способа синхронизации устанавлива-
ется в зависимости от конструкции и со­
стояния агрегата, а также от условий ра­
боты электростанции.
После включения турбогенерато­
ра в сеть дежурным персоналом
электрического цеха производится
проверка электрической части агре­
гата, и на турбину принимается ми­
нимальная нагрузка.
б) Нагружение турбины.
Набор нагрузки производится по
заранее составленному графику.
Этот график специфичен для каж ­
дого типа турбин. При его составле­
нии учитывается то обстоятельство,
что турбины малой и средней мощ­
ности к моменту принятия неболь­
шой нагрузки оказываются уже
в достаточной степени прогретыми,
турбины же большой мощности и
высоких параметров пара начинают
прогреваться по существу лишь при
наборе нагрузки. Это объясняется
тем, что при вращении турбины на
валоповоротном устройстве и при
повышении числа оборотов ротора
до номинальной величины количест­
во пара, проходящего через турбину,
слишком невелико, чтобы прогреть
толстостенные элементы турбоагре­
гата. При наборе же нагрузки уве­
личивается расход пара через турби­
ну и увеличивается коэффициент
теплоотдачи от пара к стенке, что
приводит к интенсивному прогреву
турбины и появлению температур­
ных напряжений в элементах турби­
ны, характерных для термически
неустановившегося состояния.
Д ля предотвращения чрезмерных
термических
напряжений строго
регламентируется скорость прогрева
турбины, зависящая от скорости на­
бора нагрузки и скорости повыше­
ния температуры пара.
Д ля выравнивания температур
в узлах турбины и снижения терми­
ческих напряжений обычно делают­
ся выдержки турбоагрегата на опре­
нагрузках
в течение
деленных
некоторого времени. Режим набора
нагрузки, а также длительность вы­
держек при различных нагрузках
являются величинами, характерны­
ми для различных типов турбоагре­
гатов, и определяются инструкция­
ми по пуску.
В процессе набора нагрузки не­
обходимо тщательно следить за
приборами, контролирующими тер­
мическое состояние турбоагрегата.
©) При достижении определен­
ной нагрузки производится под­
ключение подогревателей высокого
давления (П ВД ), испарителей и
деаэратора.
Включение
подогревателей
и
испарителей производится согласно
инструкции по эксплуатации этих
элементов. Перед включением про­
веряются работа регуляторов уров­
ня и защита от переполнения ПВД.
При работе деаэратора от общей
станционной магистрали турбина
подключается в параллель к этой
магистрали при достижении в отбо­
ре соответствующего давления. Ес­
ли
деаэратор
питается острым
дросселированным паром, то при
наборе соответствующей нагрузки
делается переключение деаэратора
на работу от отбора. Аналогичные
переключения делаются и в блоч­
ных установках, где деаэратор пита­
ется паром от постороннего источ­
ника.
г) При достижении 25—30%
нагрузки производятся необходимые
переключения в схеме регенерации
низкого
и
высокого давления:
1) закрывается задвижка рецирку­
ляции, и весь конденсат направля­
ется в систему регенерации, автома­
тический клапан рециркуляции дол­
жен быть включен; 2) прекращает­
ся сброс дренажей П Н Д в конден­
сатор и включается сливной насос;
3) дренажи ПВД направляются
в деаэратор; 4) устанавливается
расход конденсата через охладители
эжекторов и сальниковые охлади­
тели.
д) При достижении полной на­
грузки окончательно устанавлива­
ется расход воды через маслоохла­
дители и охладители генератора.
Проверяется работа концевых
уплотнений турбины.
2-3. ПУСК ТУРБИН С ПРОТИВОДАВЛЕ
НИЕМ И ТУРБИН С РЕГУЛИРУЕМ Ы
МИ ОТБОРАМИ ПАРА
Пуск противодавленческой тур­
бины менее сложен, чем пуск кон
денсационной турбины тех ж е пара­
метров. Это объясняется отсутстви­
ем конденсационной установки, цир­
куляционной системы, подогревате­
лей низкого давления (вакуумных)
и ряда вспомогательных механиз­
мов. Кроме того, и сама турбина по
своей конструкции более проста,
поскольку выполняется, за редким
исключением,
одноцилиндровой
с небольшим числом ступеней.
Сравнительно небольшие осевые
размеры турбины упрощают про­
грев корпуса, уменьшают величину
относительного удлинения ротора
при прогреве. Ротор турбины, как
правило, жесткий, что исключает
прохождение критических оборотов
при развороте турбоагрегата.
Наряду с этим имеются момен­
ты, осложняющие пуск турбоагре­
гата.
Рассмотрим прежде всего
пуск турбины на магистраль, нахо­
дящуюся
под давлением. Если
в конденсационной машине при про­
греве корпус турбины находится под
разрежением и пар, поступающий
для прогрева, может быть сдросселирован до любого давления, то
в турбине с противодавлением для
обеспечения даж е самого минималь­
ного пропуска пара через турбину
■необходимо иметь в корпусе турбо­
агрегата давление, превышающее
давление на выходе из турбины.
Быстрое повышение давления мо­
ж ет привести к недопустимым ско­
ростям прогрева, особенно в период
конденсации пара, и возникновению
значительных температурных на­
пряжений.
Имеется
возможность
также
прогревать турбину с выпуском па­
ра в атмосферу. В этом случае
давление пара в корпусе турбины
будет ■несколько превышать атмо­
сферное
давление.
Недостатком
этого способа является безвозврат­
ная потеря конденсата.
Современные турбины с противо­
давлением имеют валоповоротное
устройство, и это позволяет произ­
водить прогрев турбины с выхлопа.
Использование пара низкого давле­
ния в начале прогрева является
технически более целесообразным
и экономически более выгодным,
чем применение для этой цели
острого пара. Д ля осуществления
пуска по этому способу прогрева­
ется выхлопной паропровод, вклю­
чается валоповоротное устройство,
открываются дренажи корпуса и
пароперепускных труб, после чего
обводным вентилем задвижек на
паропроводе противодавления в кор­
пус турбины подается пар с таким
расчетом, чтобы в первое время из­
быточное давление в цилиндре не
превышало 0,0981—0,196 МПа (1 —
2 кгс/см2). В таком режиме турби­
на прогревается некоторое время,
после чего давление в цилиндре
плавно повышается до величины, на
0,196—0,294 МПа (2— 3 кгс/см2)
меньшей, чем давление в выхлопном
паропроводе.
Режим подъема давления и ха­
рактер выдержек по времени на
различных этапах прогрева опреде­
ляется инструкцией по пуску.
После прогрева турбины с вы­
хлопа открытием пусковой задвиж­
ки или байпаса ГПЗ производится
толчок ротора паром. При этом за ­
движки на выхлопе турбины дол ж ­
ны быть открыты полностью. Д аль­
нейший прогрев и синхронизация
турбоагрегата никаких затруднений
не вызывают.
Турбины с противодавлением, не
имеющие валоповоротного устрой­
ства, прогреваться с выхлопа не
могут, так как в данном случае -не
будет обеспечиваться вращение ро­
тора. Такие турбины пускаются первоначально на выхлоп в атмосферу
через принудительно открытый атмосферный клапан или специальный
паропровод. После синхронизации и
включения генератора в сеть турби­
ну переключают с атмосферы на ма­
гистраль, потребляющую пар.
Некоторыми особенностями об­
ладает пуск турбины при отсутст­
вии пара в линии противодавления.
Такие режимы бывают довольно
редко, но исключить их полностью
нельзя. При пуске турбины на пу­
стую магистраль возникает опас­
ность перегрузки последней ступе­
ни. Если при прогреве и наборе
оборотов такая опасность исключа­
ется вследствие малого расхода
пара, то после включения турбоге­
нератора в сеть с этим моментом
следует считаться.
Современные
турбины имеют специальную защ и­
ту последней ступени от перегрузки,
действующую на отключение турби­
ны. В турбинах, не имеющих такой
защиты, необходимо следить по ма­
нометрам за перепадом на послед­
нюю ступень, не допуская увеличе­
ния его выше расчетного значения.
Именно этим и будет определяться
расход пара через турбину. По мере
увеличения давления в линии про­
тиводавления должна увеличивать­
ся и нагрузка турбоагрегата.
Турбины с противодавлением
имеют два импульсных органа, дей­
ствующих на регулирующие клапа­
ны: регулятор скорости и регулятор
давления. Поскольку турбина рабо­
тает по тепловому графику, регуля­
тор скорости используется только
для синхронизации и как предель­
ный регулятор, защищающий тур­
бину от чрезмерного превышения
числа оборотов. Вследствие этого
все пусковые операции производят­
ся при выключенном регуляторе
давления. Регулятор давления вклю­
чается в работу только после вклю­
чения турбины в сеть. Д ля того
чтобы регулятор скорости не пре­
пятствовал работе турбины по теп­
ловому графику, его синхронизатор
устанавливается 1 положение, соот­
ветствующее полной нагрузке тур­
бины.
I
Турбины с отбором пара пуска­
ются как чисто конденсационные
турбины с выключенными регулято­
рами давления. При этом регули­
рующие клапаны и поворотные
диафрагмы, регулирующие расход
пара в части среднего и низкого
давления, открыты полностью.
При нагрузке, обеспечивающей
вентиляционный пропуск пара в кон­
денсатор, можно включать регули­
руемые отборы. Для этого вводят
в работу регуляторы давления и
устанавливают давление в отборах
соответственно давлению в подклю­
чаемых магистралях. После провер­
ки работы предохранительных и
обратных клапанов на паропрово­
дах отборов открываются задвиж ­
ки, соединяющие турбину с маги­
стралями отборного пара.
В дальнейшее электрическая на­
грузка и давление в отборах регу­
лируются автоматически регулято­
ром скорости и регулятором давле­
ния.
2-4. ОСОБЕННОСТИ ПУСКА
УСТАНОВОК
БЛОЧНЫХ
Пуск турбоагрегата, работающе­
го в блоке с паровым котлом, от­
личается целым рядом особенностей
по сравнению с пуском неблочной
турбины.
Главная особенность заключает­
ся в том, что в блочных установках
вместе с турбиной пускается и ко­
тел, причем пусковые операции ко­
тельного агрегата неразрывно свя­
заны с пусковыми операциями тур­
бины. Это усложняет пуск блока
в целом, причем в ряде случаев
условия безопасного пуска котла
противоречат условиям безопасного
пуска турбины. Осуществление сов­
местных пусков котла и турбины
требует разработки особых техноло­
гических схем и приемов пуска бло­
ка в нормальную эксплуатацию,
а также накладывает определенный
отпечаток на конструкцию самой
турбины.
Вторая особенность заключается
в том, что если при пуске турбины
от общего паропровода параметры
пара перед ГПЗ остаются всегда
постоянными, равными начальным
параметрам цикла, то при блочном
пуске давление и температура пара
перед турбиной могут в процессе
пуска изменяться в самых широких
пределах в зависимости от работы
котла, турбины и элементов пуско­
вой схемы.
Пуск питательных насосов, деа­
эратора и других вспомогательных
элементов турбины и котла также
тесно связан с пуском всего блока
и проводится в строгой последова­
тельности совместно с основным
оборудованием. Все блочные тур­
боагрегаты с промежуточным пере­
гревом пара имеют на горячих ли­
ниях промперегрева, перед ЧСД,
отсечные и регулирующие клапаны.
Назначение отсечных клапанов з а ­
ключается в том, чтобы исключить
после срабатывания автомата безо­
пасности разгон турбины за счет
объема пара, находящегося в промперегревателе, а также холодных и
горячих линиях промперегрева. Ре­
гулирующие клапаны ЧСД обеспе­
чивают удержание турбины на холо­
стом ходу при сбросе нагрузки.
Пуск блочных установок услож­
няется еще и тем, ч(го растопочная
паровая нагрузка котла значитель­
но превышает расход пара, требую­
щийся для прогрева и пуска турби­
ны.
Д ля барабанных котлов расто­
почная нагрузка определяется исхо­
дя из условий надежной работы
пароперегревательных труб и уста­
новления устойчивой циркуляции
в кипятильных пучках. Значитель­
ный расход среды в прямоточных
котлах объясняется требованиями
гидродинамики потока. При малых
расходах возникает опасность теп­
ловой разверки параллельно вклю­
ченных пучков и пережога поверх­
ностей нагрева котла. Таким обра­
зом, при пуске блока часть пара
должна, минуя турбину, попасть
в конденсатор.
Время пуска турбины высокого
давления из холодного состояния
с учетом его прогрева составляет
5—9 ч, пуск же парового котла про­
изводится в течение 45 мин — 5 ч
в
зависимости от конструкции
котлоагрегата. Это предопределяет
длительную работу блока со сброч
сом пара в конденсатор, помимо
турбины, и неизбежные при этом
тепловые потери.
В связи с этим возникла необхо­
димость в создании специальных
пусковых схем, обеспечивающих на­
дежный пуск блока из любого тепло­
вого состояния. Наряду с этой глав­
ной задачей пусковая схема долж­
на обеспечивать:
а) минимальную продолжитель­
ность пуска при наименьших затра­
тах топлива и электроэнергии на
пусковые операции;
б) поддержание в процессе
пуска нормального водного режима
блока при минимальной потере кон­
денсата;
вв) предельное упрощение оперіЦий при пуске блока с возможно­
стью унификации программ автомаоперациями;
г)
возможность удержания бло­
ка в работе при сбросе нагрузки до
холостого хода или нагрузки собст­
венных нужд. При работе двух
котлов на одну турбину (дубльблок) пусковая схема должна обес­
печивать пуск блока на одном кот­
ле при нахождении другого котла
в ремонте.
По способу байпасирования па^
рового потока были разработаны
две модификации пусковых схем:
двухбайпасная и однобайпасная.
Двухбайпасная схема, представ­
ленная на рис. 2-5, предусматривает
охлаждение вторичного паропере­
гревателя и предназначается для
котлоагрегатов, у которых он распо­
ложен в зоне высоких температур
(котлы ТПП-110, ТП-90, ТП-92,
ТГМ-94 и т. д.). Эта схема преду­
сматривает установку двух быстро­
действующих редукционно-охлади­
тельных установок (БРО У ), из ко­
торых одна (БРОУ-4) подает пар
в холодную нитку вторичного паро­
перегревателя, а другая (БРОУ-2)
перепускает пар из горячей нитки
Рис. 2-5. Пусковая схема блока с двумя
БРОУ.
/ __ котел; 2 — первичный пароперегреватель; 3 —
вторичный пароперегреватель; 4
турбина; 5
конденсатор; 6 — БРОУ-1; 7 — БРОУ-2.
—
промперегрева в 'конденсатор. Та­
кая схема при пуске 'блока позво­
ляет иметь достаточный пропуск
пара через вторичный пароперегре­
ватель для его охлаждения.
Редукционно-охладительные ус­
тановки в данной схеме выпол­
нены быстродействующими, чтобы
в случае срабатывания автомата
безопасности и закрытия стопорных
клапанов не вызвать чрезмерного
повышения давления в паропрово­
дах и обеспечить пропуск пара че­
рез пароперегреватели, поскольку
тепловыделение в топке котла будет
все еще достаточно велико. Эти же
устройства позволяют в случае от­
ключения генератора от сети пере­
вести турбину на режим холостого
хода, как этого требуют правила
технической эксплуатации блочных
установок. Быстродействие БРОУ
обеспечивается применением уст­
ройств с подачей импульса от тех­
нологических защит блока или электрогидравлических приставок. По­
следние широко используются на
блоках мощностью 300 МВт и выше.
Двухбайпасную пусковую схему
имеют блоки мощностью 150 МВт
как с барабанными, так и с прямо­
точными котлами, а также некото­
рые блоки мощностью 300 МВт.
В целях удешевления пуско­
сбросных устройств и упрощения
пусковых операций была разрабо­
тана однобайпасная пусковая схема
(рис. 2-6). При такой схеме вторич­
ный пароперегреватель располага­
ется в зоне умеренных температур
(конвективный пучок котла) и в до­
полнительном охлаждении не нуж­
дается (котлы ПК-47, ПК-41 и
т. д.). Исключение составляют не­
которые режимы пуска котла из го­
рячего состояния, когда произво­
дится резкая форсировка котла.
В этом случае для охлаждения вто­
ричного пароперегревателя исполь­
зуется РОУ, включаемая оператив­
ным персоналом.
При пусках блока из холодного
и неостывшего состояния эта РОУ
используется для прогрева холод­
ных и горячих ниток промежуточ­
ного перегрева, а также блока кла­
панов ЧСД. От этой же РОУ осу­
ществляется прогрев Ц В Д с конца.
С однобайпасной пусковой схе­
мой выполнены все блоки мощно­
стью 200 МВт и большая часть
блоков 300 МВт.
На нескольких блоках мощно­
стью 150 МВт, имеющих двухбай­
пасные
пусковые
схемы,
по
предложению Южного отделения
ОРГРЭС смонтирована упрощен­
ная, но достаточно надежная пу­
скосбросная схема, в которой БРОУ
и их паропроводы большого диа­
метра заменены продувочными па­
ропроводами условным диаметром
100 мм, имеющими задвижки с элек­
троприводом. Эта схема, обеспечи­
вая все режимы работы блока, по­
зволяет пускать его при обеспаренной системе промперегрева байпа­
сами ГПЗ, что оказалось возмож­
ным для промежуточных перегрева­
телей этих котлов.
Рис. 2-6. Пусковая схема блока с одной
БРОУ.
/ — котел; 2 — первичный пароперегреватель; 3 —
вторичный
пароперегреватель;
4
турбина,
5 — конденсатор; 6 — БРОУ.
Естественно, что реконструкции
такого рода должны предшество­
вать тщательные испытания тепло­
механического оборудования блока
на различных режимах работы, и
не каждый блок может быть рекон­
струирован подобным образом.
тие клапанов БРОУ вплоть до их
полного закрытия. Тепловой режим
котла при этом не меняется, так как
увеличение расхода пара через тур­
бину происходит за счет сокращения
расхода пара через БРОУ. Дальней­
шее увеличение нагрузки произво­
дится
за
счет
увеличения
паропроиз2-5. ПУСК
БЛОЧНОЙ
УСТАНОВКИ
водительности котлоагрегата.
С БАРАБАННЫМ КОТЛОМ
б)
Пуск на скользящих парамет­
Блоки с барабанными котлами
рах пара.
могут пускаться двумя способами:
Этот способ пуска характерен
а) при полном давлении пара за
тем, что пуск турбины совмещается
котлом; б) на скользящих парамет­
с растопкой котла. При этом перед
рах пара.
пуском после начального прогрева
Рассмотрим оба эти пуска, имея
паропроводов полностью открыва­
при этом в виду, что рассматри­
ются все парозапорные органы меж­
ваться будут основные операции по
ду котлом и турбиной, и при дости­
пуску блока без подробной детали­
жении на котле некоторого избыточ­
зации.
ного давления (порядка нескольких
а)
Пуск при полном давлении атмосфер) ротор турбины начинает
пара за котлом.
вращаться паром.
При пуске блока по этому спо­
В процессе набора оборотов про­
собу парозапорные органы на паро­
исходит прогрев турбины, паропро­
проводах свежего пара и промпеводов, парозапорной арматуры па­
регрева перед началом растопки
ром умеренной температуры. За счет
котла остаются полностью закры­
увеличения давления и углубления
тыми, а клапаны БРОУ полностью
вакуума число оборотов турбины до­
открываются. На турбине созда­
водится до рабочего, и турбогенера­
ется пусковой вакуум и зажигаются
тор включается в сеть. Поскольку
растопочные форсунки! (горелки)
включение турбогенератора в сеть
котла. При появлении пара избы­
производится задолго до достиже­
точного
давления
производится
ния на котле номинальных парамет­
прогрев паропроводов свежего пара,
ров пара, дальнейший набор нагруз­
ГПЗ, стопорного «лапана путем
ки осуществляется путем увеличе­
открытия дренажных вентилей и
ния не только расхода пара, но и
байпаса ГПЗ при закрытых регули­
параметров его с соответствующей
рующих клапанах. Основная ж е
форсировкой котла. В течение всего
масса
пара сбрасывается через
этого времени происходит непре­
БРОУ в конденсатор через вторич­
рывный прогрев турбины и паропро­
ный пароперегреватель или минуя
водов. Повышение начальных пара­
его, в зависимости от схемы байпаметров пара производится вплоть до
сирования. Ротор турбины при этом
набора турбиной полной нагрузки,
вращается валоповоротным устрой­
хотя на рабочие параметры можно
ством. Толчок турбины паром про­
выйти и значительно раньше.
изводится при достижении полного
Пуск блока на скользящих пара­
давления пара, при этом темпера­
метрах обладает целым рядом прей*
тура пара еще не достигает началь­
муществ по сравнению с пуском при
ной. Производятся прогрев турбины
полном давлении пара. Основными
на оборотах, подъем числа оборотов
из них являются:
до рабочего и включение генератора
1)
уменьшение общего времени
в сеть.
пуска, поскольку все паропроводы,
По мере набора числа оборотов
турбина и парозапорные органы
производится постепенное прикры­
турбоагрегата прогреваются одно-
временно, а не последовательно, как
при пуске на полном давлении;
2) уменьшение тепловых потерь
во время пуска, так как клапаны
БРОУ либо полностью закрыты,
либо сбрасывают в конденсатор
весьма
ограниченное количество
пара;
3) пуск блока идет с умеренными
тепловыделениями в топке, что
благоприятно для прогрева элемен­
тов котельного агрегата;
4) при прогреве турбины и ее
элементов паром пониженной темпе­
ратуры уменьшается разность тем­
ператур пара и металла, благодаря
чему исключается опасность тепло­
вых ударов и прогрева металла
с недопустимыми скоростями, что
в значительной мере предохраняет
турбину и ее паропроводы от опас­
ных режимов при пуске, вызванных
неправильными действиями опера­
тивного персонала;
5) при пуске блоков, имеющих
однобайпасную растопочную схему,
охлаждение вторичного паропере­
гревателя путем пропуска через него
пара начинается сразу же после по­
явления на котле избыточного дав­
ления;
6) пуски на скользящих парамет­
рах удлиняют срок службы паро­
проводов и основных узлов агрегата
вследствие
более благоприятных
условий прогрева.
Все эти обстоятельства привели
к тому, что в настоящее время пуск
на скользящих параметрах пара для
блоков принят повсеместно, незави­
симо от конструкции турбин и кот­
лов, а также схем байпасирования.
2-в. ОСОБЕННОСТИ ПУСКА
БЛОКОВ
С ПРЯМОТОЧНЫМИ КОТЛАМИ
Прямоточные котлы нашли ши­
рокое распространение в блоках
с турбинами 150 и 200 МВт на докритические параметры пара.
С переходом на сверхкритические параметры прямоточные котлы
стали единственным типом пароге­
нератора, поскольку в этих усло­
виях естественная циркуляция обо­
греваемой среды в котлоагрегате
становится невозможной.
П о сравнению с барабанными
котлами прямоточные котлы пуска­
ются на полную мощность из холод­
ного состояния еще быстрее, что со­
здает более значительную разницу
продолжительностей пуска котла и
турбины.
Отечественные парогенераторы
прямоточного типа как докритических, так и сверхкритических пара­
метров имеют растопочную нагрузку
около 30% номинальной, что обес­
печивает безопасность радиацион­
ных поверхностей нагрева котла при
пусках. Такой расход намного пре­
восходит растопочную нагрузку б а­
рабанных котлов, и если пользо­
ваться при пусках прямоточных
агрегатов обычными методами бай­
пасирования турбины, то это приве­
дет к значительным потерям тепла,
особенно по сравнению с пуском
блока на скользящих параметрах
пара.
Д ля сокращения потерь тепла,
а также для обеспечения высокой
маневренности блока при пусках из
различных тепловых состояний все
прямоточные котлы оборудуются
специальными пусковыми сепарато­
рами. Поскольку пуск котла на
сверхкритические параметры пара
наиболее сложен, будем рассматри­
вать пусковые операции блоков
именно с этими котлами.
Важнейшим условием надежной
работы поверхностей нагрева котла
такого типа является поддержание
сверхкритических параметров среды
в испарительной части котла, так
как при докритическом давлении
существует опасность расслоения
среды на паровую и жидкую фазы
(особенно в горизонтальных участ­
ках труб и коллекторов), что может
привести к пережогу радиационных
поверхностей нагрева. Д ля реализа­
ции этого условия и обеспечения
возможности пуска турбины на по­
ниженном давлении были разрабо­
таны две принципиально различные
пусковые схемы: схема с вынос­
ным сепаратором и схема с встроен­
ным
сепаратором, предложенная
МоЦҚТИ и ЗиО.
Схема с выносным сепаратором
была применена для головных бло­
ков 300 МВт с котлами ТПП-110
ТК]3. В этих котлах вторичный паро­
перегреватель расположен в зоне
высоких температур, что предопре­
делило применение двухбайпасной
пусковой схемы, изображенной на
рис. 2-7,а.
При пуске блока из холодного
состояния в радиационном контуре
поверхности нагрева 1 устанавлива­
ется расход, равный 30% производи­
тельности котла. С помощью 'встро­
енных задвижек и дроссельных
клапанов 2 через пароперегреватель
устанавливается необходимый рас­
ход среды. Излишки сбрасываются
через пусковые РОУ-2 (4) в расто­
почный сепаратор, а из него в кон­
денсатор или дренаж (при режиме
отмывки котла). Давление пара и
расход его на турбину регулируют­
ся также растопочной РОУ-1 (3),
БРОУ-1 (6) и БРОУ-2 (7). С помо­
щью быстродействующих
редук­
ционно-охладительных
установок
осуществляется охлаждение вторич­
ного пароперегревателя, а также
прогрев паропроводов вторичного
перегрева. По мере увеличения на­
грузки сбросы постепенно уменьша­
ются, а разделительные задвижки
открываются.
Опыт эксплуатации этих схем по­
зволил выявить ряд недостатков,
являющихся
органическими
для
данных пусковых устройств. Так,
например, при пусках блоков из не­
остывшего состояния вода через па­
роперегреватель проникает в паро­
провод вплоть до главных паро­
вых задвижек (Г П З ), расположен­
ных перед турбиной, охлаждая паро­
провод и создавая в нем значитель­
ные термические напряжения. При
неплотности задвижек вода может
попасть в корпуса стопорных и ре­
гулирующих клапанов, что может
привести к их быстрому расхолажи­
ванию и появлению недопустимых
термических напряжений, обуслов­
ленных большой толщиной стенок
корпусов указанных клапанов.
При растопке котлов из неостыв­
шего состояния с закрытыми встро­
енными задвижками и сбросом всего
растопочного расхода через РОУ-2
в сепаратор пароперегреватель оста­
ется без охлаждения, что при срав­
нительно высокой топочной нагрузке
может привести к перегреву метал­
ла труб.
При пуске блока из холодного
состояния с дросселированием пара
на байпасах ГПЗ в случае срабаты­
вания автомата безопасности и за ­
крытия стопорных клапанов турби­
ны давление пара перед ней быстро
повышается до номинального; это
приводит к повышению температуры
пара примерно на 200°С и ненор­
мально быстрому прогреву паропро­
водов и корпусов парораспределе­
ния.
Как показали результаты нала­
дочных работ, осуществить пуск
блока из холодного состояния на
скользящих параметрах в схемах
с выносными сепараторами не уда­
ется. В связи с этим блок из холод­
ного состояния пускается по прямо­
точному режиму со сбросом значи­
тельного количества пара в конден­
сатор. Это обусловило повышенные
расходы тепла на пуск. Применение
в данных схемах только прямоточ­
ных пусков предопределяет вынос
в тракт пароперегревателя продук­
тов стояночной коррозии, что явля­
ется еще одним минусом указанной
схемы.
Опыт
эксплуатации
блока
300 МВт с котлами ТП П -410 и
ПК-39 показал нецелесообразность
усложнения пусковых схем прямо­
точных котлов применением двойно­
го байпасирования, вследствие чего
в 1963 г. было принято решение вы­
полнять в дальнейшем блоки на
сверхкритические параметры пара
только с одноступенчатой системой
байпасирования. По этой схеме вы­
полнены блоки 300 МВт с котло-
I
Щ
Рис. 2-7. Пусковая схема.
ЯЯ
а — с выносным сепаратором; б — со встроенным сепаратором.
I — испарительная поверхность наіуева котла; 2 — узел встроенных задвижек и дроссельных клапанов;
5 — РОУ-1; 4 — РОУ-2; 5 — выносной пусковой сепаратор; 6 — БРОУ 1; 7 — БРОУ-2; 8 — пар к турбине*
9 — холодная линия промперегрева; /0 — горячая линия промперегрева;
/ / — линия к пароприемным
устройствам конденсатора; 12 — деаэратор;
/3 — линия к водоприемным устройствам конденсатора*
14 — сброс в канализацию; 1 5 - встроенный сепаратор; 16 — БРОУ; 17 — РОУ; 18 — коллектор 1,962 МПа
(20 кгс/см2) ; 19 — промбак; 20 — шиберные клапаны; 21 . 22 — сбросные клапаны из встроенного сепа­
ратора; 23 — встроенная задвижка.
агрегатами ПК-41, П-50, ТПП-210
я др.
Растопочная схема с встроен­
ным сепаратором представлена на
рис. 2-7,6. В этой схеме встроенный
сепаратор 15 расположен между
испарительными и пароперегревательными поверхностями нагрева
котла. Обе эти поверхности разделе­
ны встроенной задвижкой, которая
во время пуска котла полностью за­
крыта. Пропуск среды в паропере­
греватель во время пуска осущест­
вляется через дроссель 20 и пуско­
вой сепаратор.
Существуют два метода пуска
котла: прямоточный и сепаратор­
ный. В первом случае во время пус­
ка сбросные задвижки 21 после се­
паратора закрыты и расход среды
через испарительный контур котла
равен расходу через пароперегрева­
тель. Все поверхности котла при
этом находятся под полным рабочим
давлением.
При сепараторном режиме пуска
сбросные задвижки 21 открыты, и
в сепараторе при достижении опре­
деленной температуры воды проис­
ходит разделение среды на жидкую
и паровую фазы. Ж идкая фаза
сбрасывается в коллектор 1,96 МПа
(20 кгс/см2), а из него в конденса­
тор, канализацию или промежуточ­
ный бак. Регулирование этого сбро­
са производится дроссельными ши­
берами по уровню в измерительном
сосуде. Пар, образующийся в сепа­
раторе, поступает в первичный па­
роперегреватель, а затем на прогрев
и пуск турбоагрегата.
В течение всего пуска в испари­
тельной части котла с помощью
дроссельных клапанов 20 автомати­
чески поддерживается сверхкритическое давление. Клапан 22 исполь­
зуется для плавного отключения
сброса в завершающей стадии сепа­
раторного пуска при переводе котла
на прямоточный режим.
С помощью дроссельных клапа­
нов 20 и БРОУ имеется возмож­
ность поддерживать любое давление
пара перед турбиной и осущест­
влять пуск ее на скользящих пара­
метрах. При этом синхронизация
турбогенератора,
включение
его
в сеть и набор нагрузки могут про­
изводиться при пониженных пара­
метрах пара, что весьма благоприят­
но для прогрева турбины. Толчок
ротора паром в этом случае произ­
водится при начальном давлении
0,981— 1,175 МПа (10— 12 кгс/см2)
на
блоках
150 МВт, 1,765—
1,962 МПа (18—20 кгс/см2) на бло­
ках 200 МВт и 3,92—4,9 МПа (40—
50 кгс/см2) на блоках 300 МВт.
Полное давление пара перед
турбиной рекомендуется иметь при
достижении нагрузки около 30%
номинальной. При дальнейшем по­
вышении нагрузки растопочный се­
паратор отключается, открывается
встроенная разделительная задвиж ­
ка 2-3 и котел переводится на прямо­
точный режим.
Экономичность сепараторного пу­
ска по сравнению с прямоточным
заключается в том, что перегрев не­
большого количества пара, выде­
лившегося в сепараторе, требует
меньшего тепловыделения в топке
(примерно
10%
номинального),
а следовательно, и меньшей затраты
. топлива на пусковые операции. При
этом уменьшается и сброс рабочей
среды в конденсатор. При неболь­
шом тепловыделении в топке снижа­
ются температуры газов по газохо­
дам котла, что весьма благоприятно
для вторичного пароперегревателя.
Источником экономии тепла являет­
ся также ускорение всех пусковых
операций, что характерно для пус­
ков турбин на скользящих парамет­
рах.
При пуске блока на сепаратор­
ном режиме продукты стояночной
коррозии не выносятся в паропере­
греватель котла, что позволяет про­
изводить отмывку испарительных
поверхностей одноверменно с пус­
ком турбоустановки. При этом
уменьшается и солевой занос паро­
перегревателя,
поскольку
влага
с высоким солесодержанием сбра­
сывается, а чистый пар направля-
ется на перегрев. Солесодержание
этого пара определяется уносом
влаги из растопочного сепаратора,
коэффициент полезного действия
которого весьма высок. По данным
ЦКТИ применение сепараторных
пусков вместо прямоточных дает
экономию за каждый пуск до 30 т
условного топлива лри пусках из хо­
лодного состояния и до 20 т при
пуске блока после останова на ночь.
В целом пусковой узел котла со
встроенными сепараторами обеспе­
чил большие возможности получе­
ния принятых для пуска турбины
параметров пара и лучшую мане­
вренность при пусках блоков из не­
остывшего состояния, чем схема
с вынесенными пусковыми сепарато­
рами. В связи с этим на ряде бло­
ков, имеющих выносные сепарато­
ры, в порядке реконструкции уста­
навливаются встроенные сепарато­
ры, причем выносные сепараторы
используются в качестве расшири­
тельного сосуда, являясь второй сту­
пенью встроенного сепаратора.
Представленный на рис. 2-7,6
растопочный узел блока с котлом
ПК-41 ЗиО не является унифициро­
ванным для остальных прямоточных
котлов. При наличии общей идеи —
использования для пусков на сколь­
зящих параметрах встроенного сепа­
ратора отдельные схемы отличаются
друг от друга конструкцией расто­
почного узла и организацией сбро­
сов из него.
Так, на блоках с котлами ТКЗ
отсутствует мерительный сосуд на
линии отвода влаги из сепаратора.
На этих же котлах имеется шибер­
ный «лапан на паровой «линии
встроенного сепаратора. Оброс вла­
ги в данных схемах предусмотрен не
в коллектор 1,962 МПа (20 кгс/см2),
расширитель
1,962 МПа
____
(20 кгс/см2), из которого влага в зависимости от ее качества сбрасывается в бак запасного конденсата,
в конденсатор либо в дренаж, а па­
ровая линия соединена с холодными
линиями промперегрева, деаэрато­
ром и верхней частью конденсатора.
Имеются также существенные раз­
личия в конструкции и производи­
тельности
растопочных
РОУ и
БРОУ. Кроме того, и сама растопоч­
ная схема блока с котлом ПК-41
претерпела в дальнейшем некоторые
изменения.
Такое разнообразие в компонов­
ке пускосбросных схем объясняется
отсутствием
достаточного опыта
в конструировании подобных ус­
тройств и невозможностью экспе­
риментальной проверки принятых
решений до пуска блока в эксплуа­
тацию. Все эти изменения в пуско­
вых схемах производились либо
в процессе реконструкции уже рабо­
тающих агрегатов, либо путем вне­
сения изменений в конструкцию се­
рийных агрегатов на заводе-изготовителе. Значительная часть переде­
лок выполнена в порядке рациона­
лизации работниками станций.
В настоящее время по мере на­
копления опыта эксплуатации пря­
моточных котлов, а такж е в резуль­
тате опробования тех или иных ре­
шений, принятых на различных бло­
ках, представилось возможным со­
здать унифицированную усовершен­
ствованную пусковую схему, пригод­
ную для блоков как докритических,
так и сверхкритических параметров
(рис. 2-8).
Основной особенностью типовой
пусковой схемы является двухсту­
пенчатая система сепарации. В дан­
ной схеме вместо мерительного сосуда
.и коллектора
1,962 МПа
(20 кгс/см2) применен вынесенный
сепаратор низкого давления в каче­
стве второй ступени расширения.
Такое решение было вызвано не­
удовлетворительной работой мери­
тельных
сосудов и коллекторов
1,962 М Па (20 кгс/см2), а также
невозможностью утилизировать теп*ло сбросной воды. В процессе сепа- - -раторного
пуска через мерительный
сосуд из сепаратора в коллектор
1,962 МПа (20 кгс/см2) попадал
в больших количествах пар, что
являлось причинй подрыва предо­
хранительных клапанов на коллек-
Рис. 2-8. Типовая модернизированная пусковая схема блоков
с
прямоточными
котлам^к
/ — испарительная поверхность котла; 2 — первичный пароперегреватель; 3 — встроенная задвижка;
4 — шиберные клапаны; 5 — отсечная задвижка сепаратора; 6 — встроенный сепаратор; 7 — растопочный
расширитель 1,962 МПа (20 кгс/см2) ; 8 — деаэратор; 9 — бак запасного конденсата: 1 0 — электроперегрева*
тель; / / — пар к турбине; 12 — холодная линия промперегрева; 13 — горячая линия промперегрева; 14 —
паровой байпас; 1 5 — линия к пароприемным устройствам конденсатора; 16 — станционный
коллектор
1,275 МПа (13 кгс/см*); 17 — пар от пусковой котельной: 18 — линия от отборов турбины; 19 — линия
к водоприемным устройствам конденсатора; 20 — сброс в канализацию; 21, 22 — сбросные клапаны иа
встроенного сепаратора; 2 3 — БРОУ.
торе. Утилизация тепла обросной
воды из сепараторов путем подачи
ее в деаэратор тоже оказалась не­
возможной, поскольку при такой ра­
боте резко ухудшался .водный ре­
жим. Выявилась необходимость про­
пускать весь поток сбрасываемой
воды через блочные обессоливаю­
щие установки, вследствие чего этот
поток направлялся в конденсатор.
В новой схеме часть тепла сбра­
сываемой из сепаратора воды в виде
вторичного пара второй ступени рас­
ширения используется либо для пи­
тания деаэратора, либо для прогре­
ва трубопроводов промперегрева
при пуске котла из холодного со­
стояния. Подсоединение ко второй
ступени сепаратора линий от БРОУ
делает эту схему более гибкой и ма­
невренной. Применение второй сту­
пени расширения и отвод из нее
воды в конденсатор обеспечивает
нормализацию водного режима при
минимальных потерях конденсата.
Как следует из расчетов, в этом
случае по сравнению со сбросом
всей среды из растопочных сепара­
торов в деаэратор потери топлива
при пуске блока возрастают лишь,
на 2—3 т условного топлива. Н али­
чие клапана на паровой линии сепа­
ратора исключает попадание холод­
ной среды в горячие паропроводы
при пуске блока ,из «еостывшего со­
стояния. Подключение пароперегре­
вателя производится при достиже­
нии требуемой температуры пара на
выходе из сепаратора. Это позволя­
ет осуществлять пуск блока из лю­
бого теплового состояния, в том чи­
сле и из холодного.
Работы ВТИ и ОРГРЭС доказа­
ли возможность надежной эксплуа­
тации отсеченного пароперегревате­
ля при тех стартовых расходах топ­
лива, которые характерны для сепа­
раторных пусков. Надежность паро­
перегревателя зависит также и от
режима подключения его отсечным
клапаном. В процессе включения па­
роперегревателя в работу необхо­
димо тщательно дренировать все
участки паропровода, чтобы избе­
жать попадания влаги в паропере­
греватель. Испытания показали, что
избежать значительного расхолажи­
вания пароперегревателя не удается,
особенно его лервой ступени после
сепаратора. В связи с этим рекомен­
дуется эту ступень компоновать
в области пониженных тепловых на­
грузок и .изготавливать её не из
аустенитной стали, а из стали пер­
литного класса, способной выдер­
живать тепловые удары значительно
большей величины.
Новым в этой схеме явилось
применение частичного байпасирования промежуточного пароперегре­
вателя для регулирования темпера­
туры пара после промежуточного
перегрева при лусках, а также при­
менение
электрических приводов
для клапанов БРОУ.
Как показал опыт эксплуатации,
электронно-гидравлические приводы
клапанов БРОУ с быстродействием
6 с, являясь слишком сложными и
дорогими агрегатами, не обеспечи­
вают предотвращения срабатывания
предохранительных клаланов при
сбросах нагрузки до холостого хода.
В таких условиях переход на более
простой и надежный электрический
привод с быстродействием 20—25 с
является вполне обоснованным.
При пусках блока к деаэратору
подводится пар от общестанционной
магистрали 1,275 МПа (13 кгс/см2),
а после отключения прогрева проме­
жуточного перегревателя — от рас­
топочного расширителя. В схеме
предусмотрен подвод горячего пара
на концевые уплотнения Ц В Д и пе­
реднее уплотнение Ц СД турбины
при остановах и пусках ее из горя­
чего состояния.
На рис. 2-9 представлен типовой
график пуска дубль-блока К-300-240
из холодного состояния по сепара­
торному режиму
(без обогрева
фланцев и шпилек турбины). Как
видно из графика, весь пуск от раз­
жига горелок первого корпуса котла
до выхода на номинальные парамет­
ры пара длится 12 ч 10 мин. Пуск
производится на скользящих пара­
метрах пара. Толчок турбины паром
осуществляется при начальном дав­
лении пара 3,92 МПа (40 кгс/см2),
выход на полное начальное давле­
н и е— при мощности 90 МВт, номи­
нальная температура пара устанав­
ливается после достижения полной
нагрузки. Рост начальной темпера­
туры ограничивается включением
пускового впрыска (точка А ). Гра­
фик предусматривает толчок турби­
ны регулирующим клапаном. На
участке Б — В производится сниже­
ние давления свежего пара для
обеспечения полного открытия всех
регулирующих
клапанов
после
200
”
,
ой/мин
3000
100
I 2000
1000
О
шпилек9турбины).
бЛ° КЭ ^ 300’240 из холодного состояния (без обогрева фланцев и
включения генератора в сеть. Нагру­
жение турбины до 90 МВт произво­
дится при полностью открытых ре­
гулирующих клапанах путем повы­
шения начальных параметров пара
(участок В —Г).
При
нагрузке
90 МВт давление свежего пара по­
вышается до номинального путем
прикрытия регулирующих клапанов
турбины (участок Г — Д ), после чего
включается в работу регулятор дав­
ления свежего пара «до себя», воз­
действующий на регулирующие ор­
ганы турбины. При достижении пол­
ного давления пара перед турбиной
открывается встроенная задвижка,
разделяющая иопарительную и пароперегревательную части котла.
2-7. ПУСК ТУРБИНЫ ИЗ НЕОСТЫВШЕ­
ГО с о с т о я н и я
Турбина
считается холодной,
и пуск ее производится как из хо­
лодного состояния, если к моменту
пуска температура самой горячей
части ее не превышает 150°С.
В противном случае турбина счи­
тается не остывшей, и программа
пуска такого агрегата может быть
существенно изменена. Тепловое состояние турбины оп­
ределяется качеством изоляции и
временем простоя. Характерными
периодами простоя являются оста­
новы турбины на 1—3, 6—8, 24—36
и 60—72 ч. Останов на 1—3 ч обыч­
но связан с неполадками в электри­
ческой части, отключением генерато­
ра, а такж е ложным срабатыванием
электрических и тепловых защит.
Простои в течение 6—8, 24—36 и
60—72 ч связаны с неравномерно­
стью электрического графика на­
грузки и обусловлены остановкой
на ночь, на сутки и на 2—21/г суток
в конце недели.
Не рассматривая пока вопросов,
связанных с остыванием и пуском
блочных установок в целом, рас­
смотрим эти вопросы применитель­
но к собственно турбине.
В процессе остывания скорость
понижения температуры отдельных
Сут ни
Рис. 2-10. Графики остывания турбин.
/ — Ц ВД
К-300-240;
турбины
линдр);
ВК-ЮО-2.
турбины Қ-300-240; 2 — ЦСД турбины
3 — Ц ВД турбины К-200-130; 4 — ЦСД
К-200-130; 5 — ВКТ-100 (внутренний ци­
6 — ВҚТ-І00 (внешний цилиндр); 7 —
узлов турбины зависит от их ме­
таллоемкости и условий отвода теп­
ла от них.
На рис. 2-10 представлены графики
остывания отдельных узлов турбин высокого
давления. Анализ изменения температуры
при остывании турбин различных типов по­
казывает, что после .некоторого начального
периода (1—3 ч) остывание довольно стро­
го подчиняется законам регулярного тепло­
вого режима, причем температурный гра­
фик остывания отдельного узла турбины
может быть описан уравнением
Д/ =
(2-16)
где Аі — разность между текущей темпера­
турой тела и температурой охлаждающей
среды; Д£о — та же разность в начальный
период времени; т — время; т — константа
остывания. Теоретически величина т мо­
жет быть выражена уравнением
аҒ
,
(2-17)
где а — коэффициент теплоотдачи от тела
к среде; Ғ, £, с—соответственно поверхность
охлаждения, вес и теплоемкость тела.
Определение этих констант для узлов
турбины, имеющих изоляцию, весьма з а ­
труднено, вследствие чего величина т
обычно определяется экспериментально, пу­
тем обработки кривых остывания различ­
ных турбин. Д ля отдельных узлов турбин
старого типа она колеблется в пределах
от 0,02 до 0,036.
Новые мощные паровые турбины с усо­
вершенствованной изоляцией обладают бо­
лее (низкой константой остывания. Для от­
дельных элементов этих агрегатов величи-
Рис. 2-11. График изменения относительно­
го удлинения ротора при остывании.
1 — ЦВД турбвны К-200-130; 2 — ВК-100-6- 3 —
ВПТ-50-3: 4 — ВК-100-2.
на т изменяется от 0,01 до 0,016. Д ля со­
временных турбин она должна быть по­
рядка 0,01—0,012.
Наряду с остыванием статора
происходит и остывание ротора
турбины. Различные условия тепло­
обмена, а также разница в массах
ротора и статора приводят к раз­
личным изменениям длины этих
элементов.
На рис. 2-11 приводятся графики
относительного изменения длины
ротора в процессе остывания [77].
Под
относительным
изменением
длины ротора понимается разность
изменений' длин ротора и статора.
Анализ этих графиков, а также
опыт эксплуатации других Турбин
показывают, что относительное из­
менение длины ротора зависит в
основном
от качества
изоляции
и разницы масс ротора и статора.
В связи с этим в мощных турбинах
высокого и сверхкритического дав­
ления, имеющих массивные ЦВД,
в процессе остывания наблюдаются
значительные относительные укоро­
чения роторов высокого давления,
что может препятствовать пуску
турбины из горячего состояния. От­
метим при этом, что относительное
удлинение ротора менее опасно, по-
скольку выходные зазоры в проточ­
ной части значительно
больше
входных.
Эффективным
мероприятием,
уменьшающим относительное уко­
рочение ротора, является подача го­
рячего пара к переднему концевому
уплотнению ЦВД. В турбинах вы­
сокого давления передние концевые
уплотнения занимают значительную
длину ротора. Разогрев этого уча­
стка позволяет компенсировать от­
носительное укорочение остальных
частей ротора турбины. Подача
пара на уплотнения должна произ­
водиться при обязательном враще­
нии ротора валоповоротным устрой­
ством. Опыт показывает, что при
реализации этого мероприятия ог­
раничения в пусках из горячего
состояния по причине чрезмерного
относительного укорочения ротора
могут быть практически сняты.
Значительно сложнее устранить
последствия неравномерного охлаж­
дения верха и низа корпуса турби­
ны. В процессе остывания низ тур­
бины быстрее охлаждается, чем
верх, вследствие целого ряда при­
чин. К ним относятся: 1) отток
тепла через лапы цилиндра и тру­
бопроводы отборов пара; 2) отста­
вание изоляции нижней части ци­
линдра вследствие ее некачествен­
ного изготовления и крепления;
3) наличие конвективных токов воз­
духа снизу вверх как снаружи, так
и внутри цилиндра; 4) скопление
конденсата в нижних участках ци­
линдра вследствие некачественного
дренажа.
Ввиду этих обстоятельств раз­
ность температур верха и низа кор­
пуса в наиболее характерном месте
(область паровпуска) может до­
стичь значительной величины.
На рис. 2-12 приведены графики
изменения разности температур вер­
ха и низа цилиндров различных
турбин при остывании. Графики по­
лучены экспериментально при ис­
пытании турбин мощностью от 25
до 200 МВт [77]. Как видно из полу­
ченных кривых, максимальный тем-
Рис. 2-12. Изменение разности температур
«верх—низ» корпуса турбины при остыва­
нии.
/ — турбина
К-200-130
(ЦСД);
2 — турбина
Қ-200-130 (Ц В Д ); 3 — турбина ВТ-25-4; 4 — турби­
на ВК-100-2; 5 — турбина ВПТ-50-3; б — турбина
ВҚ-50-3; 7 — турбина В К-100-6.
пературныи перекос имеет место у
турбин К-200-130. На турбинах
мощностью 300 МВт с изоляцией
старого типа через 10— 15 ч после
останова этот перекос может до­
стичь 80— 100 °С в области паровпуска Ц В Д и 100— 145°С в том же
месте ЦСД.
Увеличенная по сравнению с
Ц ВД разность температур «верх
низ» цилиндра среднего давления
объясняется наличием в нем значи­
тельного количества патрубков от­
боров пара, через которые интен­
сивно отводится тепло. Разность
температур верха и низа цилиндра
вызывает
температурный
изгиб
корпуса. Корпус прогибается, при­
чем стрела прогиба направлена
вверх. Возникновение конвективных
токов воздуха внутри цилиндра
приводит к охлаждению нижней
части ротора, и ротор турбины с не­
которым запаздыванием также про­
гибается вверх.
Пускать турбину при значитель­
ном прогибе корпуса нельзя, так
как это вызовет задевания ротора
о гребни радиальных уплотнений
диафрагм и бандажей рабочих ло­
паток, а такж е в концевых уплотнениях. Эти задевания особенно
опасны, когда имеется прогиб ро-
тора, так как при повороте ротора
на 180° прогиб ротора и статора бу­
дет суммироваться и их взаимное
смещение будет максимальным.
Прогиб ротора можно устранить,
вращая его валоповоротным устрой­
ством в процессе остывания. Что же
касается прогиба корпуса, то умень­
шение его связано с определенны­
ми трудностями.
Наиболее эффективным меро­
приятием, позволяющим уменьшить
разность температур верха и низа
цилиндров, является применение изо­
ляции, наносимой методом напыле­
ния. Этот метод нашел широкое
распространение на электростан­
циях и по существу снял проблему
температурного перекоса «верх
низ». В настоящее время на турби­
нах, имеющих тепловую изоляцию,
выполненную подобным образом,
ограничении по пуску из-за темпе­
ратурного перекоса не существует.
Этому способствует также подвод
горячего пара к передним концевым
уплотнениям Ц В Д и ЦСД.
Исключение могут составить не­
которые особые случаи, как напри­
мер, попадание в цилиндр воды или
влажного пара. В этом случае раз­
ность между верхом и низом кор­
пуса может достичь недопустимой
величины. Опыт эксплуатации по­
казал также, что причиной появле­
ния значительной разности темпе­
ратур «верх — низ» может явиться
раннее открытие дренажей не­
остывших цилиндров, перепускных
труб, отборов и т. д. Было установ­
лено, что дренажи целесообразно
открывать непосредственно перед
пуском или после длительного оста­
нова, когда температура цилиндров
в зоне паровпуска станет ниже
150°С. Выполнение этой рекоменда­
ции предусматривается действую­
щими заводскими инструкциями.
Одной из причин затруднений,
встречающихся при пуске блочных
турбин, является то, что котельные
агрегаты
остывают
значительно
быстрее турбин высокого давления,
вследствие чего к моменту пуска
неостывшей турбины температура
пара может оказаться существенно
ниже нагретых частей турбины. При
таком положении пуск будет сопро­
вождаться расхолаживанием турбо­
агрегата с недопустимыми скоро­
стями понижения температуры ме­
талла, не говоря уже о том, что
охлаждение турбины с. последую­
щим прогревом ее удлиняет время
пуска и увеличивает расход тепла
на пуск.
Подача холодного пара в горя­
чую турбину вызывает, кроме того,
значительное относительное укоро­
чение ротора, что может явиться
препятствием для продолжения пу­
ска.
Дополнительное укорочение
ротора при пусках из горячего со­
стояния может вызвать подача хо­
лодного пара на передние уплотне­
ния ЦВД и ЦСД.
Особенно быстро остывают пря­
моточные котлы, не имеющие за ­
полненного водой барабана, кото­
рый в процессе остывания выполня­
ет роль аккумулятора тепла. Так,
прямоточный котел ПК-47, рабо­
тающий
в блоке
с турбиной
К-200-130, полностью остывает за
6—9 ч (за время полного остывания
принимается период, в течение ко­
торого в испарительной части исче­
зает избыточное давление). З а это
же время в барабанных котлах ти­
пов ТП-90, ТП-92, ТГМ-94, рабо­
тающих
в блоке
с турбинами
К -150-130, сохраняются параметры:
давление в барабане — 4,9 МПа
(50 кгс/см2), температура пара —
350°С.
К этому времени температура
Ц В Д турбин в области паровпуска
сохраняется на уровне 460—480°С.
Таким образом, блоки с барабан­
ными котлами обладают более бла­
гоприятными возможностями для
пуска из горячего состояния, чем
блоки с прямоточными котлами,
так как температурное состояние
этих котлоагрегатов и параметры
пара в них ближе соответствуют
температурному состоянию пускае­
мой турбины.
Основным условием качествен­
ного пуска блока из горячего со­
стояния является требование ПТЭ,
согласно которому температура па­
ра, поступающего в турбину, долж­
на не менее чем на 50СС превышать
температуру наиболее горячей ча­
сти турбины (не превышая, разу­
меется,
начальной
температуры
цикла). С учетом этого требования
и были разработаны методы пуска
блоков^ из различных тепловых со­
стояний. Эти методы регламентиру­
ют время и порядок проведения
пусковых операций, а также ско­
рость изменения параметров пара»
числа оборотов и нагрузки турбины.
Длительность и характер операций
определяются в основном мощно­
стью блока, начальными парамет­
рами пара и типами котлоагрегатов
и турбин.
С наибольшими
трудностями
приходится сталкиваться при пус­
ках блоков из горячего состояния*
имеющих прямоточные котлы на
сверхкритические параметры пара.
У этих блоков паропроводы, за ­
движки и другие элементы имеют
повышенную толщину стенок по
сравнению с блоками докритического давления, что предъявляет осо­
бые требования к режиму нагрева
и охлаждения этих элементов. Кро­
ме того, большая металлоемкость
турбины и ее отдельных узлов пред­
определяет медленный темп осты­
вания, что приводит к большому
несоответствию между температу­
рами пара и горячих узлов турби­
ны. По данным испытаний в течение
1 ч простоя прямоточного котла
блока 300 МВт температура пара
на выходе из котла снижается с
560 до 360°С, а давление с 23,5 до
9,81 МПа (от 240 до 100 кгс/см2).
В связи с этим пуск котла на горя­
чие паропроводы после 2—21/* чаД
щ/-----
Г •»
•**
возникает необходимость дальней­
шего расхолаживания котла, паро­
проводов и узла встроенных сепа­
раторов для подготовки к после­
дующему пуску.
еч>
■
Разработка режимов пуска бло­
ков
из неостывшего
состояния
должна производиться специальны­
ми организациями, способными про­
вести тщательное исследование тер­
мического состояния отдельных уз­
лов турбины, паропроводов, паро­
запорных органов и самого котлоагрегата в процессе пусков. Эти же
организации выдают графики-зада­
ния на пуск агрегата из различных
тепловых состояний.
На основании наиболее полных
испытаний разрабатываются номо­
граммы пуска при любом времени
простоя (рис. 2-14). В этой номо­
грамме время пуска из различного
теплового состояния рассматривает­
ся как функция температуры ме­
талла ЦВД. Здесь же приведены
параметры пара, с которых начи­
нается пуск (толчок ротора паром).
Как видно из графика, пуск блока
при
температуре
ЦВД
свыше
450°С ничем во времени не ограни­
чивается.
т
200
3000
4000 -то юоо
0 _ о !_
*§
3000
2000
1000
0
Рис. 2-13. Графики пусков блока К-300-240
из различных тепловых состояний.
а — после
простоя
б—8
ч;
б — после
простоя
24—36 ч.
В этом отношении наименее
сложными являются пуски после
непродолжительного простоя (0,5—
1,5 ч) и пуски после останова на
60—72 ч. В первом случае пуск
можно проводить без ограничений,
по прямоточному режиму, стремясь
как можно быстрее вывести котел
на полные параметры пара, кото­
рые будут соответствовать термиче­
скому состоянию турбины и ее
узлов. Во втором случае условия
пуска ближе приближаются к пуску
из холодного состояния. К этому
времени паропроводы острого пара
достаточно остывают, и не прихо­
дится опасаться при пуске их рез­
кого охлаждения. На рис. 2-13 при­
водятся графики пуска блока сверхкритических параметров из различ­
ных тепловых состояний.
2-8. МЕРОПРИЯТИЯ ПО УСКОРЕНИЮ
ПУСКА ТУРБИН ВЫСОКОГО ДА ВЛЕ­
НИЯ
Увеличение времени пуска мощ­
ных турбин высокого давления
привело к известным трудностям в
их эксплуатации. В связи с этим
сразу же после начала серийного
производства этих агрегатов стали
разрабатываться мероприятия по
ускорению их пуска.
Наиболее эффективным меро­
приятием такого рода является обо­
грев фланцев и шпилек цилиндров
высокого и среднего давления тур­
бин.
Как было указано в § 2-1, основ­
ным
моментом,
увеличивающим
время пуска, является появление
при нагружении турбины значитель­
ной разности температур по ширине
фланцев, а также возникновение
большого относительного удлинения
ротора. И то и другое является
следствием неравномерности про­
грева отдельных узлов турбоагрега­
та при пуске.
10 ш
*о
у
”
1
<5>
5
/
Ч.
1
0
^пп
300
200
<9л
'&ниевсеп7ь
'Ш Ш Ш .
100
150
200
250
300
350
400
4-50
Температ ура м ет алла ЦВД в зоне регулирую щ ей ступени, °С
Рис. 2-14. Номограмма пуска турбины К-200-130.
ной ^'системы ^^ уек оре^ ервн м ч) накоса н егл ав н ы й - ' і / - в^лепж Ка "РИ 23С^ б/мин для перевода маслясинхронизации; V I - выдержка при 20 МВт т я ’п т ы А ъ - УП
„ЛРИ 3000 об' мин
п р^ ревГ ^
" " ерево, і а коРпУса котла на прямоточный режим^ ЖКЯ при 35 МВт Для прогрева
Ж
кЯн Г м Г РЖКа ПРИ ,2* - ,3° МВТ ДЛЯ прогрева третных)
Дополнительный обогрев флан­
цевых соединений снаружи позволя­
ет резко сократить разность темпе­
ратур по ширине фланцев, между
стенкой и фланцем, уменьшить от­
носительное удлинение ротора ЦВД
и ускорить пуск турбины. Что каса­
ется обогрева фланцев ЦСД, то в
ряде конструкций, где корпус ци­
линдра оказывается менее массив­
ным, чем ротор, обогрев фланцев
может увеличить относительное со­
кращение ротора ЦСД. Однако та­
кое сокращение невелико и имеет
место не на всех турбинах, в то
время как внешний обогрев флан­
цев позволяет существенно умень­
шить разность температур по ши­
рине фланцев ЦСД, которая в ряде
случаев может достигнуть величины
порядке 160—200°С.
Применение обогрева фланцевых
соединений вызывает необходимость
дополнительного обогрева шпилек,
чтобы избежать значительной р аз­
ницы в температурах фланца и
шпильки. Дополнительный обогрев
фланцев и шпилек может быть про­
изведен как паром, так и с по­
мощью электрических обогревателей. Последний метод не нашел
распространения, и в настоящее
время на турбинах отечественного
производства применяется только1
паровой обогрев. Обогрев осуще­
ствляется с помощью коробов, при­
варенных к наружной поверхности
фланцев, по которым движется гре­
ющий пар. Подвод пара к шпиль­
кам на турбинах ЛМ З производит­
ся через углубление в плоскости го­
ризонтального разъема фланцев.
На турбинах ХТіГЗ и ТМЗ при­
меняется несколько иная схема обо­
грева. Здесь шпильки прогреваются
не снаружи, а изнутри, путем по­
дачи пара через центральные свер­
ления,
как
это
показано
на
рис. 2-15.
И тот и другой методы имеют ряд
преимуществ и недостатков. Обогрев шпи­
лек снаружи приводит к одновременному
местному обогреву фланцев, что благо­
приятно сказывается на распределении тем -
Отвод папа
Подвод
пара
Подвод
Отвод
Подвод
пара
^Дранаж
Рис. 2-15. Устройство для обогрева флан­
цев и шпилек ЦВД турбин УТМЗ.
фланців*
^о р п у с а ; ^ — шпилька; 3 - колпачко^ “ короба для парового обогрева
ператур по ширине фланца и уменьшает
относительное удлинение ротора ЦВД.
С другой стороны, применение наружного
обогрева шпилек, когда шпильки ввернуты
в нижнюю половину фланца, приводит
к появлению разности температур верхне­
го и нижнего фланцев, вызывающей тепло­
вой прогиб корпуса турбины и соответст­
вующее уменьшение нижних радиальных
зазоров.
При прогреве шпильки изнутри разность
температур между верхним
и нижним
фланцем отсутствует, но при этом умень­
шается эффективность прогрева фланца
и появляется необходимость в более тщ а­
тельном регулировании подачи пара на обо­
грев шпилек во избежание сильного пере­
грева их по сравнению с фланцами.
Проведение экспериментальных пусков
с обогревом фланцевого соединения выяви­
ло ряд недостатков этой системы, работаю­
щей на свежем паре.
Подача свежего пара даже при самой
тщательной регулировке приводит к тепло­
вому удару на внешней поверхности фл»анца и прогреву его с недопустимо высокими
скоростями. Кроше того, ввиду неравно­
мерности прогрева корпуса изнутри по дли­
не фланца наблюдается значительный тем­
пературный перекос. Если в области регу­
лирующей ступени по ширине фланца со­
храняется положительная разность температур (температура внутренней поверхно­
сти выше температуры наружной), то
в местах, плохо обогреваемых изнутри, на­
пример в области переднего концевого
уплотнения, имеет место значительная обратная разность температур, достигающая
1ДО— 1110 С. По этой же причине резко ме­
няется температурная
разность между
фланцем и шпилькой по длине корпуса.
На участках, недостаточно обогреваемых
изнутри, температура шпильки может пре­
высить температуру фланца, что может
привести к ослаблению затяжки шпилек
и пропариванию горизонтального разъема.
В настоящее время разработаны мето­
ды реконструкции схемы обогрева фланце­
вого соединения. Прежде всего это касает­
ся способа подачи греющего пара.
Вместо дросселированного свежего па­
ра предлагается подавать пар из камеры
регулирующей ступени или из пространст­
ва между внутренним и внешним корпуса­
ми ЦВД. Такое решение вопроса исключа­
ет появление тепловых ударов, уменьшает
температурный перекос по длине фланца,
устраняет возможность перегрева фланца
или шпильки. 'Кроме того, такая система
обладает свойством саморегулирования: по
мере увеличения нагрузки температура
греющего пара и его расход автоматически
увеличиваются, что находится в полном
соответствии с режимом обогрева. При хо­
рошо отрегулированной системе подачи па­
ра на обогрев отдельных узлов действия
персонала могут быть ограничены лишь
включением и отключением обогрева.
Д ля уменьшения температурных пере­
косов рекомендуется последовательное сое­
динение каналов обогрева фланцев и шпи­
лек, чтобы участки, находящиеся в слабо
обогреваемой зоне, обогревались более хо­
лодным паром. В турбинах с промперегревом при наличии обогрева фланцев и шпи­
лек ЦСД пар дл>я обогрева этих узлов ре­
комендуется брать из линии промперегре­
ва, чтобы обогрев фланцевого соединения
как изнутри, так и снаружи производился
паром одной температуры.
При хорошо отрегулированной
системе обогрева фланцевого соеди­
нения и наличии достаточного опы­
та ее эксплуатации время пуска
турбины из различных тепловых со­
стояний за счет включения обогре­
ва может быть существенно сокра­
щено. Кроме того, несмотря на вы­
сокую скорость прогрева и пуска
турбины, разность температур по
ширине фланцев при их обогреве
существенно
уменьшается,
что
практически исключает коробление
°)
Рис. 2- 16. График распределения темпера
тур по ширине фланца при обогреве флан
цевого соединения.
а — без обогрева; б — с обогревом.
фланцев в течение длительного сро­
ка службы турбоагрегата.
На рис. 2-16 приводятся графики
распределения температуры по ши­
рине фланца при пусках с обогре­
вом и без обогрева в зависимости
от времени (55].
При использовании систем паро­
вого обогрева фланцевых соединеНИИ
необходимо соблюдать сле­
дующие рекомендации по эксплуа­
тации этого устройства:
а) допустимая разность темпе­
ратур по ширине фланца не долж­
на 'превышать 50°С;
б) разность температур между
фланцем и шпилькой допускается
не больше 20°С;
в) включение обогрева фланце­
вого соединения должно произво­
диться при относительном удлине­
нии ротора высокого давления не
менее 1,0 мм. Включение обогрева
при меньших значениях относитель­
ного удлинения ротора недопустимо,
поскольку это может привести к
уменьшению входных зазоров в
проточной части турбины и ак­
сиальным задеваниям дисков рото­
ра о диафрагмы.
Наиболее современным способом
ускорения пуска мощных турбоаг­
регатов является применение управ­
ляющих машин и автоматов пуска.
При ручном управлении, даже
при наличии большого опыта рабо­
ты, обслуживающий персонал не в
состоянии обеспечить пуск турбины
с максимально допустимыми разно­
стями температур и скоростями
прогрева. Обычно из опасения пре­
взойти допустимые параметры пу­
ска прогрев ведется в замедленном
темпе, что, впрочем, не исключает
в отдельные моменты времени пре­
вышения
допустимых скоростей
прогрева.
Прл автоматическом пуске все
пусковые операции удается осущест­
вить с максимально допустимыми
скоростями прогрева и нагружения,
что, естественно, сокращает время
пуска.
Устройства для программирован­
ного пуска турбоагрегата входят
составной частью в схему современ­
ных информационных и управляю­
щих вычислительных машин типа
«Комплекс», «М-7» и др. Все эти
машины весьма доооги
дороги и недостаотр а ботаны, вследствие чего
как в отечественной практике, так и
за рубежом широкое распростране­
ние получают всевозможные автома­
ты пуска, выполняющие весьма
ограниченную задачу: пуск турбо­
агрегата по заранее заданной про­
грамме.
Программа
пуска
включает
в себя:
1) прогрев паропроводов, пере­
пускных труб и .клапанов автомати­
ческого затвора;
2) толчок ротора турбины паром
и выдержка на определенных числах
оборотов;
3) разворот до номинального
числа оборото * с выполнением усло­
вий быстрого прохождения критиче­
ских зон;
4) синхронизацию и включение
генератора в сеть;
5) подъем нагрузки по заданной
программе.
В процессе проведения всех опе­
раций производится непрерывный
контроль за температурой пара и
металла в ряде точек. Эти данные
обрабатываются счетно-решающим
устройством автомата, которое срав­
нивает полученные результаты с ве­
личинами, заложенными в памяти
машины. Такими величинами явля­
ются допустимые разности темпера­
тур и скорости повышения темпера­
туры. Для определения последней
величины счетно-решающее устрой­
ство имеет дифференцирующий эле­
мент, вычисляющий производную
изменения температуры по времени.
Автомат может пускать турбину
не только из холодного, но и из лю­
бого горячего состояния. Для этого
в памяти машины имеется необходи­
мый набор программ.
Системы автоматизации пуско­
вых операций, как правило, выпол­
няются по простой схеме с использо­
ванием стандартных теплоизмери­
тельных приборов в качестве пер­
вичных датчиков. Дублирование це­
пей и датчиков йе предусматрива­
ется. В случае выхода из строя од­
ного или нескольких элементов си­
стемы выполнение последующих
операций по пуску задерживается и
на табло выдается световой сигнал.
В этом случае можно перейти на
ручное управление рядом операций
с последующим подключением авто­
мата. В случае необходимости можно полностью переити на ручное ди­
станционное управление.
Применение автоматики Пуска
также не исключает действия защит
турбоагрегата. Опыт эксплуатации
показывает, что применение систем
автоматического пуска сокращает
на 20—25% время пусковых опера­
ций.
Для турбин неблочного типа, ра­
ботающих от общей паровой маги­
страли, эффективным мероприятием
по ускорению пуска является пуск
по блочному принципу на скользя­
щих начальных параметрах пара.
Для осуществления такого пуска не­
обходимо, чтобы главный паропро­
вод состоял из двух ниток, из кото­
рых каждая имела бы соединение со
всеми котлами и турбинами. Путем
обеспаривания одной из ниток и
подключения к ней пускающихся
турбины я котла можно осуществить
разворот турбоагрегата на скользя­
щих параметрах пара. Для обеспе­
чения сброса излишков пара в кон­
денсатор устанавливается сбросная
магистраль с охладителем пара.
Подвод пара к эжекторам и на кон­
цевые уплотнения осуществляется от
соседних агрегатов.
]
2-9. ОСТАНОВ ТУРБИНЫ
В практике эксплуатации турбо­
агрегатов встречаются два способа
останова: а) нормальный останов;
б) аварийный останов.
Нормальный останов произво­
дится в плановом порядке с прове­
дением всех подготовительных ра­
бот и с соблюдением всех инструк­
ций по нормальному останову.
Как и пуск турбины, останов
связан с изменением термического и
механического состояния элементов
агрегата, поэтому и здесь следует
выдерживать необходимый режим
расхолаживания, вести постоянный
контроль за термическими расшире­
ниями элементов турбоагрегата и
его механическим состоянием. В отличие от пусковых операции останов
турбины облегчается тем, что в слу­
чае возникновения опасных режимов
в процессе останова турбина может
быть отключена аварийно ручным
воздействием на автомат безопасно­
сти, в то время как аварийный оста­
нов три пуске может вызвать срыв
диспетчерского графика нагрузки.
Порядок останова турбоагрегата
определяется местной инструкцией и
зависит от мощности, параметров .и
типа агрегата. Ниже рассматрива­
ется порядок останова конденса­
ционной турбины.
и
Подготовка к останову включает
в себя проверку работы вспомога­
тельных маслонасосов, расхажива­
ние стопорных и регулирующих кла­
панов цилиндров высокого и сред­
него давления, проверку исправно­
сти приводов БРОУ и РОУ.
По команде дежурного инженера
производится разгрузка турбины.
Разгрузка турбин неблочного типа,
а также блочных агрегатов, рабо­
тающих с прямоточными котлами,
производится путем прикрытия ре­
гулирующих клапанов. Разгрузка
турбин, работающих в блоке с бара­
банными котлами, может произво­
диться на скользящих параметрах
пара при полностью открытых регу­
лирующих клапанах путем пониже­
ния давления пара на котле. Сниже­
ние нагрузки обычно производится
ступенями с некоторой выдержкой
во времени на промежуточных на­
грузках.
В процессе снижения нагрузки
необходимо вести наблюдение:
1) за относительным удлинением
(или укорочением) роторов;
2) за разностью температур вер­
ха и низа цилиндров высокого и
среднего давления;
3) за разностью температур меж­
ду фланцем и шпилькой;
4) за вибрационным состоянием
агрегата;
5) за уровнем конденсата в кон­
денсаторе;
6) за работой системы подачи
пара на уплотнения;
\
7) за температурой масла на
сливе «з подшипников.
В процессе снижения нагрузки
при определенных значениях ее не­
обходимо:
1) включить систему рециркуля­
ции основного конденсата;
2) переключить деаэратор на по­
сторонний источник питания;
3) отключить
испарительную
установку;
4) по мере снижения нагрузки
отключить подогреватели высокого
и низкого давления, начиная с верх­
него; остановить сливные насосы;
5) по мере снижения нагрузки
произвести сокращение числа рабо­
тающих конденсатных и циркуля­
ционных насосов;
6) в блочных установках с турбо­
приводом питательных насосав при
нагрузке 30—50% номинальной пе­
ревести питание котла на электро­
насос; турбину питательного насоса
остановить согласно инструкции по
останову питательного турбонасоса;
7) открыть байпасы ГПЗ и за­
крыть главные паровые задвижки;
8) в блочных установках вклю­
чить БРОУ и РОУ.
В блочных установках с прямо­
точными котлами включение БРО У
необходимо для нормальной работы
котлоагрегата при нагрузках турби­
ны ниже 30% номинальной. В блоч­
ных установках с барабанными кот­
лами включение БРОУ или РОУ
диктуется необходимостью охлаж­
дения первичного и вторичного па­
роперегревателя при различных ре­
жимах останова блока.
После разгрузки .блока подача
пара в турбину прекращается воз­
действием вручную на рычага авто­
мата безопасности и отключается
генератор. Отключение генератора
производится лишь тогда, когда
установлено, что стопорные, регули­
рующие и отсечные клапаны закры­
лись полностью и ваттметр показы­
вает отрицательную мощность (гене­
ратор работает в моторном режиме).
Общее время после прекращения до­
ступа пара в турбину до отключе­
ния генератора от сети не должна
превышать 4 мин.
После отключения турбоагрегата
с паровой и электрической стороны
до момента полного останова рото­
ра необходимо произвести следую­
щие операции:
1)
включить резервный электромасляный или турбомасляный насос
(в установках с главным масляным
насосом на валу турбины) и тща­
тельно следить за давлением масла,
поступающего на смазку, особенно
при числе оборотов, при котором
главный масляный насос начинает
терять свою производительность.
Если в этот момент давление масла
становится недопустимо низким, то
нужно быстро поднять число оборо­
тов турбины, восстановить давление
масла на смазку, после чего присту­
пить к выяснению причин неудов­
летворительной работы вспомога­
тельного маслонасоса;
2) закрыть байпасы ГПЗ и за­
движки на «холодных» нитках пром­
перегрева у турбин с промперегревом;
3) прослушать турбину на обо­
ротах, особенно в области концевых
уплотнений;
4) при определенном числе обо­
ротов (500—600 об/м) отключить
автоматику
перепада
давления
«масло—водород» системы уплотне­
ния вала генератора и в дальнейшем
при выбеге турбины и работе вало•поворотного устройства заданную
разность давлений поддерживать
вручную.
При останове турбины в случае
необходимости снимается кривая
выбега.
(Кривой выбега (рис. 2-17) называется
графическая зависимость между числом
оборотов турбины и временем с момента
закрытия стопорного клалана и отключе­
ния генератора от сети. Кривая выбега
имеет три характерных участка. На участ­
ке / скорость вращения падает довольно
быстро, вследствие значительных вентиля­
ционных потерь на этих числах оборотов.
Участок II характеризуется более медлен­
ным падением числа оборотов, и, наконец,
на участке III число оборотов резко па­
дает за счет разрушения на этих оборотах
масляной пленки и возросших в связи
с этим потерь на трение в подшипниках.
Конфигурация кривой выбега позволяет
определить минимальное число оборотов,
ой/мин
Рис. 2-17. График выбега ротора турбины.
при котором существует масляный клвд?
в подшипниках. На этих оборотах и следует
вести прогрев турбины после толчка рото­
ра паром без опасности вызвать износ баб­
битовой заливки подшипников.
Кроме того, время выбега турбины поз­
воляет косвенно учесть состояние подшип­
ников и парозапорных органов агрегата.
Более быстрый, чем обычно, останов рото­
ра свидетельствует о задеваниях в уплот­
нениях турбины или неполадках в под­
шипниках. Увеличение времени выбега ука­
зывает на пропуски в парозапорных орга­
нах агрегата.
Кривая выбега снимается при остано­
ве путем замера через определенные от­
резки времени числа оборотов с помощью
ручного тахометра. Отсчет времени ведет­
ся по секундомеру. Эталонная кривая вы­
бега снимается при пуске турбины в экс­
плуатацию или после капитального ремон­
та турбоагрегата. (Все кривые выбега, сни­
маемые в дальнейшем, должны быть полу­
чены при одном и том же вакууме, по­
скольку вентиляционные потери при вра­
щении ротора зависят от плотности пара
в корпусе турбины.
Если при останове кривая выбе­
га не снимается, то при понижении
числа оборотов можно снижать 'ва­
куум, прикрывая пар на эжектор.
‘После остановки роторов турби­
ны необходимо сразу же включить
в работу валоповоротное устройство
и вращать ротор непрерывно в тече­
ние времени, указанного в «инструк­
ции по эксплуатации. По истечении
указанного времени можно перейти
на периодические проворачивания
ротора на 180° через каждые 20—
30 мин до полного остывания тур­
бины.
В турбинах малой мощности, не
имеющих валоповоротного устрой­
ства, поворот ротора на 180° до
полного остывания турбины произ­
водится вручную с помощью спе­
циального приспособления. Темпе­
ратуру масла после маслоохладите­
лей необходимо поддерживать на
уровне 40—42°С за счет сокращения
подачи охлаждающей воды на мас­
лоохладители. Необходимо также
прикрывать воду и на охлаждение
генератора, чтобы не вызвать резко­
го охлаждения обмоток статора и
ротора генератора.
В блочных установках, где для
охлаждения первичного и вторич-
ного ‘п ароперегревателя в период
останова включаются БРОУ, вакуум
в конденсаторе должен поддержи­
ваться в течение всего времени ра­
боты БРОУ. На весь период сохра­
нения вакуума необходимо подавать
пар на концевые уплотнения турби­
ны для избежания подсоса в ци­
линдр холодного воздуха и резкого
охлаждения ротора и цилиндра
изнутри. По этой же причине долж­
ны быть закрыты задвижки на ли­
ниях отсоса пара от штоков клапа­
нов.
■
;
После
прекращения
работы
БРОУ отключаются воздухоудаляю­
щие устройства: закрывается пар на
паровые эжекторы, останавливается
подъемный насос водяных эжекто­
ров. С исчезновением вакуума
<в конденсаторе прекращается пода­
ча пара на концевые уплотнения.
Останавливается конденсатный на­
сос, и после снижения температуры
выхлопного патрубка до 55°С оста­
навливаются циркуляционные на­
сосы.
Масляный насос системы смазки
должен работать непрерывно до
полного остывания турбины.
После полного остывания турби­
ны открываются дренажные и про­
дувочные вентили, а также линии
обеспаривания.
Приведенный
выше
порядок
останова турбины характерен для
перевода { агрегата в холодный ре­
зерв.
/ I ■ • • ' ■■:
Значительно чаще турбина оста­
навливается на короткое врейя при
провалах графика нагрузки (напри­
мер, на ночь). В этом случае для
сокращения времени последующего
пуска целесообразнее вести останов
таким образом, чтобы не вызвать
значительного
расхолаживания
агрегата. С этой точки зрения наи­
более рациональным способом оста­
новки был бы мгновенный сброс
нагрузки путем отключения генера­
тора от сети и закрытия стопорных
клапанов. Однако мгновенный сброс
слишком большой нагрузки может
вызвать значительное снижение на­
пряжения и частоты в системе, и
поэтому такой метод останова неже­
лателен.
Более подходящим является спо­
соб, когда нагрузка достаточно бы­
стро снижается до величины поряд­
ка 30—35% номинальной, после
чего призводится мгновенный сброс
оставшейся нагрузки путем закры­
тия стопорных клапанов. В этом
случае толчок в системе будет не­
значителен и в то же время в тур­
бине будет аккумулироваться доста­
точное количество тепла. При таком
способе останова особенно следует
избегать попадания холодного воз­
духа или пара в турбину или ка­
ких-либо других причин охлаждения
агрегата.
При останове турбины в ремонт
следует, наоборот, вести форсиро­
ванное охлаждение агрегата, чтобы
быстрее приступить к ремонтным
работам и сократить время простоя
агрегата. Это положение особенно
актуально для современных круп­
ных турбоагрегатов,, обладающих
большой металлоемкостью и рабо­
тающих при высоких начальных
температурах пара. На рис. 2-10
приведен
график
естественного
остывания турбины К-300-240. Как
видно из графика, наиболее массив­
ная часть турбины после естествен­
ного остывания в течение 60 ч име­
ет температуру 310°С. Дальнейшее
остывание этого элемента до темпе­
ратуры 100°С продолжается еще
несколько суток. Таким образом,
общее время остывания турбины
К-300-240 может составлять величи­
ну порядка 6—7 сут. Такое время
простоя основного оборудования пе­
ред ремонтом не может быть допу­
стимо, поэтому при выводе турби­
ны в ремонт широко применяется
принудительное
расхолаживание
агрегата.
Принудительное расхолаживание
турбоагрегата предусматривает охлаждение проточной части путем
снижения начальной температуры
пара. Пропуск значительного коли­
чества пара с постепенно понижаю-
АВ
В
Г
Д
£
Рис. 2-18. График принудительного расхо­
лаживания турбины К-300-240 Л М3.
щейся температурой вызывает фор­
сированное охлаждение турбины.
На рис. 2-18 приведен типовой гра­
фик
расхолаживания
турбины
К-300-240 ЛМЗ (дубль-блок), раз­
работанный ОРГРЭС и ВТИ. По
этому графику в течение первых
25 мин нагрузка при постоянных
начальных параметрах пара снижа­
ется до 60% от номинальной, после
чего производится плавное сниже­
ние температуры путем снижения
тепловой нагрузки котла и включе­
ния впрысков. ■
На участке А—Б производится
понижение начального давления па­
ра перед турбиной для того, чтобы
дальнейшее расхолаживание тур­
бины производилось с полностью
открытыми регулирующими клапа­
нами. Для этого закрываются встро­
енные задвижки на обоих корпусах
котлов, отключается регулятор дав­
ления пара перед турбичой «до
себя» и включается регулятор дав­
ления среды перед встроенными за­
движками. В точке В производится
отключение одного корпуса котла
с дальнейшим снижением началь­
ного давления и нагрузки.
На участке Г—Д осуществля­
ется перевод одного корпуса котла
на растопочную нагрузку (по воде).
Давление пара перед котлом при
этом поддерживается на постоянном
уровне за счет прикрытия регули­
рующих клапанов. В точке Д от­
крываются клапаны БРОУ. В точке
£ производится отключение генера­
тора от сети, после чего турбина
в течение 60 мин работает на холо­
стом ходу для стабилизации тепло­
вого состояния ее корпусов. Опыты
по
расхолаживанию
турбины
К-300-240 ЛМЗ показали, что за
9,5 ч принудительного охлаждения
корпуса турбины могут быть охлаж­
дены до температур, которые имеют
место после 70—75 ч естественного
остывания.
Помимо рассмотренного случая
остановки блока с расхолаживанием
турбины, в практике эксплуатации
энергоблоков применяются режимы
останова с расхолаживанием котла
и паропроводов, а также останов
блока с расхолаживанием тракта
котла до встроенной задвиж­
ки. Останов с расхолаживанием
котла и паропроводов применяется
при необходимости ремонтных работ
ка котле . и паропроводах свежего
пара, если останов не вызван раз­
рывом труб поверхностей нагрева
котла. Расхолаживание проводится
после отключения турбины выпу­
ском пара из котла, а затем прокач­
кой через котел воды со сбросом
среды за котлом через дренажную
линию перед ГП'З турбины.
Останов
с расхолаживанием
тракта котла до встроенной задвиж­
ки проводится при необходимости
проведения ремонтных работ в топ­
ке и на пароводяном тракте до
встроенной задвижки. Расхолажива­
ние ведется после отключения тур­
бины путем выпуска пара и после­
дующей прокачки воды со сбросом
среды из встроенных сепараторов
в растопочный расширитель.
При останове с принудительным
расхолаживанием агрегата должны
быть регламентированы следующие
величины:
1) величина обратной разности
температур по ширине фланцев;
2) скорость снижения нагрузки
при постоянной температуре пара;
3) скорость снижения температу­
ры свежего пара и пара после пром­
перегрева.
Все эти величины зависят от
типа агрегата и в первую очередь от
мощности и начальных параметров
пара перед турбиной.
При снижении параметров пара
во время расхолаживания темпера­
тура пара должна быть выше тем­
пературы насыщения при данном
давлении не менее чем на 50°С.
Расхолаживание
паром, находя­
щимся в области насыщения, недо­
пустимо из-за резкого, скачкообраз­
ного увеличения коэффициента теп­
лоотдачи, что может служить при­
чиной появления обратного тепло­
вого удара. Во всех случаях в про­
цессе принудительного расхолажи­
вания турбоагрегата должен произ­
водиться тщательный контроль от­
носительного укорочения роторов.
Из других способов принудитель­
ного расхолаживания оборудования
следует остановиться на опытах
охлаждения турбин с помощью про­
дувки корпуса турбины сжатым воз­
духом. На ряде английских энерго­
блоков, в том числе и на блоке
500 МВт, такой способ расхолажи­
вания применяется систематически.
Подача воздуха в цилиндры турбин
осуществляется с помощью стан­
дартного компрессора с дизельным
приводом. При этом время охлаж­
дения турбины мощностью 500 МВт
может быть сокращено более чем
в 2,5 раза. Ценность этого метода
заключается в возможности тонкой
регулировки процесса охлаждения,
что исключает возможность возник­
новения опасных режимов. Кроме
того, в данном случае охлаждение
можно вести и при сравнительно
низких температурах металла, ко­
гда котел уже остановлен и даль­
нейшее охлаждение турбины проис­
ходит естественным путем.
Аварийный останов турбины про­
изводится при повреждении отдель­
ных элементов турбоагрегата или
при угрозе такого повреждения.
Аварийный останов производит­
ся без подготовительных операций,
путем расцепления рычагов автома­
та безопасности и последующего
отключения генератора от сети.
Следует различать два способа ава­
рийного останова турбины:
со
срывом и без срыва вакуума.
Срыв вакуума производится пу­
тем подачи воздуха в конденсатор
через специальный клапан с после­
дующим остановом рабочих эжек­
торов. Цель срыва вакуума — умень­
шение времени выбега ротора за
счет увеличения потерь на трение.
Турбина, останавливаемая без сры­
ва вакуума, длительное время нахо­
дится на оборотах. Это объясняет­
ся тем, что после закрытия стопор­
ного клапана все цилиндры нахо­
дятся под вакуумом и роторы вра­
щаются в среде с очень малой
плотностью. При подаче воздуха
в конденсатор, а следовательно, и
в цилиндры турбины потери на тре­
ние увеличиваются во много раз,
увеличивается тормозящий момент,
и время останова роторов сокраща­
ется более чем в 2 раза.
Недостаток такого метода оста­
нова заключается в том, что подача
холодного воздуха в турбину, нахо­
дящуюся на оборотах, вызывает
резкое охлаждение ротора и внут­
ренней поверхности цилиндра, так
как коэффициент теплоотдачи от
более плотного воздуха к стенке
выше, чем от пара, имеющего дав­
ление 0,00343—0,0049 МПа (0,035—
0,05 кгс/см2). Такое резкое охлаж­
дение проточной части особенно
нежелательно для мощных турбин
высокого и сверхкритического давле­
ния. Поэтому останавливать турби­
ну со срывом вакуума без особой
нужды не следует. Такой метод
останова должен применяться лишь
в том случае, когда пребывание
турбины на оборотах может способ­
ствовать развитию аварии.
Аварийный останов турбины со
срывом вакуума должен произво­
диться в следующих случаях:
1) при увеличении скорости вра­
щения ротора турбины сверх 10—
12% нормальной;
2) при внезапном возникновении
сильной вибрации турбины;
3) при появлении в проточной
части ударов и явно слышимого
металлического звука;
4) при появлении искр из конце­
вых уплотнений;
5) при резком повышении темпе•ратуры масла до 75°С или появле­
нии дыма из подшипников турби­
ны, генератора или торцевых уплот­
нений генератора;
6) при воспламенении масла на
турбоагрегате и невозможности бы­
стро потушить пожар силами об­
служивающего персонала.
П р и м е ч а н и е . В установках с независимым приводом главного масляного
насоса насосы системы смазки отключить
только в случае значительного пожара по­
сле снижения частоты вращения турбины
до 1500—2000 об/мии;
7) при недопустимом осевом
сдвиге ротора;
8) при недопустимых относи­
тельных изменениях длины ротора;
9) при недопустимом падении
давления масла на смазку;
10) при недопустимом снижении
уровня масла в баке;
11) при гидравлическом ударе,
основными признаками которого яв­
ляются:
резкое падение температуры све­
жего пара;
металлический шум и удары
в турбине;
увеличение вибрации турбины;
гидравлические удары в паро­
проводах свежего пара или пара
промперегрева;
появление влажного пара из
фланцев регулирующих клапанов.
П рим ечание.
Турбоагрегат дол­
жен быть остановлен при наличии хотя бы
одного из перечисленных признаков гидрав­
лического удара;
12) При разрыве паропровода
свежего пара и промперегрева, а
также паропровода отбора до за­
порной задвижки по ходу пара.
В блочных установках при оста­
нове турбины со срывом вакуума
сброс пара в конденсатор через
БРОУ не допускается. Для сниже­
ния давления в паропроводах долж­
ны быть дистанционно подорваны
предохранительные клапаны на ли­
нии свежего пара и промперегрева.
Аварийный останов турбины без
срыва вакуума производится в сле­
дующих случаях:
1) при резких отклонениях тем­
пературы свежего пара и пара
промперегрева от установленных
верхних и нижних предельных вели­
чин;
|
2) при падении вакуума ниже
допустимой величины;
3) при разрыве атмосферных
диафрагм ЦНД;
4) при уменьшении перепада
давления «масло — водород» в си­
стеме уплотнения генератора ниже
предельной величины;
5) при работе агрегата в беспаровом режиме сверх установленного
времени;
6) при появлении дыма из ге­
нератора или возбудителя.
П р и м е ч а н и е . В течение всего вре­
мени тушения пожара турбогенератор дол­
жен находиться на малой частоте враще­
ния (200—300 об/мин);
7) при возникновении неустра­
нимой течи масла или огнестойкой
жидкости;
8) при перегрузке последней
ступени турбин с противодавлением.
При аварийном останове турби­
ны со срывом вакуума генератор
должен быть отключен от сети сра­
зу же после закрытия стопорных
клапанов.
В случае аварийного останова
без срыва вакуума турбогенератор
может находиться в моторном ре­
жиме до 4 мин, если это разрешено
местной инструкцией.
Современные турбоагрегаты для
предотвращения опасных режимов
снабжаются достаточным количест­
вом защит. Поэтому большинство
аварийных положений, рассмотрен­
ных выше, может произойти толь­
ко при отказе в работе соответст­
вующих защит и блокировок.
После аварийного прекращения
доступа пара в турбину должны
быть выполнены все остальные не­
обходимые операции по останову
турбоагрегата.
Г л а в а тре ть я
НОРМАЛЬНАЯ ЭКСПЛУАТАЦИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН
3-1. НАБЛЮ ДЕНИЕ И УХОД ЗА РАБО­
ТАЮЩЕЙ ТУРБИНОЙ
Нормальная эксплуатация тур­
боагрегата характеризуется посто­
янными или медленно изменяющи­
мися значениями нагрузки при допустимых колебаниях параметров
пара, вакуума и других величин,
определяющих экономичную и на­
дежную работу турбины.
При нормальной эксплуатации
термические напряжения в деталях
и узлах турбины, как правило, не­
значительны, а механические на­
пряжения находятся в допустимых
пределах.
''
В это время турбоустановка ра­
ботает в автоматическом режиме,
участвуя в регулировании парамет­
ров отпускаемой
электрической
и
теО
пловои энергии.
При нормальной работе в обя­
занности обслуживающего персона­
ла входят:
а) контроль за основными па­
раметрами турбоустановки;
б) контроль за работой системы
регулирования и местных автома­
тов;
в) контроль за работой отдель­
ных узлов и механизмов агрегата;
г) проверка и опробование эле­
ментов защиты, аварийной сигнали­
зации и автоматики включения ре­
зерва
согласно
установленному
графику;
д) опробование резервного обо­
рудования;
е) периодическая смазка узлов,
не обеспеченных централизованной
смазкой;
ж) периодическая запись пока­
заний приборов в суточную ведо­
мость;
з) ведение вахтенного журнала,
журнала оперативных переключе­
ний, журнала дефектов оборудова­
ния;
и) поддержание
стояния на своем рабочем месте.
контроль за соблюдением правил
техники безопасности и противопо­
жарной техники.
В случае необходимости обслу­
живающий персонал выполняет все
переключения и операции по изме­
нению электрической и тепловой на­
грузки, регулированию параметров
отборного пара, изменению режима
работы бойлерной установки, испа­
рителей, деаэраторов, регенератив­
ных подогревателей и т. д.
Безопасность работы оборудова­
ния остается задачей первостепен­
ной важности и в условиях нормаль­
ной эксплуатации. С этой точки зре­
ния особенно внимательному конт­
ролю подлежат:
а) давление и температура све­
жего пара;
б) давление и температура пара
промежуточного перегрева;
в) нагрев масла, колодок и вкла­
дышей в упорном и опорных под­
шипниках;
г) вибрация турбоагрегата;
д) давление масла в системе
смазки турбоагрегата;
е) давление масла в системе
уплотнений генератора;
ж)уровень масла в баке;
з)давление водорода в системе
охлаждения генератора;
и) расход охлаждающей воды
в системе охлаждения генератора;
к)перепад давлений на послед­
нюю ступень в турбинах с противо­
давлением;
л) температура выхлопного па­
трубка конденсационной турбины;
м) давление пара в контрольных
ступенях турбины.
Наличие на современных турбо­
установках всего комплекса автома­
тизации и защит не освобождает
обслуживающий персонал от лично-
го контроля за безопасной работой
оборудования.
В случае возникновения ненор­
мального режима работы турбо­
установки оперативный персонал
обязан немедленно принять все ме­
ры к восстановлению нормальных
условий работы основного и вспо­
могательного оборудования либо
произвести ограничение нагрузки
(вплоть до полного останова агре­
гата). В условиях длительного
ограничения
мощности
должен
быть включен в работу ограничи­
тель мощности (там, где он имеет­
ся), хотя это и затрудняет поддер­
жание частоты в системе. В случае
«/
выхода из строя местных регулято­
ров и автоматов обслуживающий
персонал должен отключить по­
врежденную автоматику и перейти
на ручное управление.
Второй задачей, стоящей перед
дежурным персоналом в процессе
нормальной эксплуатации, является
обеспечение экономического режи­
ма работы. Необходимо постоянно
иметь в виду, что при эксплуатации
современного мощного энергетиче­
ского оборудования даже незначи­
тельное отклонение от оптимально­
го режима в процессе длительной
работы приводит к большим пере­
жогам топлива.
Для обеспечения максимальной
экономичности необходимо выдер­
живать:
а) заданные параметры свежего
пара и пара промперегрева;
б) оптимальный вакуум в конденсаторе;
в) заданную температуру пита­
тельной воды;
г) минимальную величину недогрева питательной воды в каждом
подогревателе;
д) минимальное переохлаждение
конденсата в конденсаторе;
е) оптимальный режим работы
испарителей, деаэраторов, бойлер­
ной установки;
ж) минимальные потери тепла
й конденсата;
ш
т
з)
оптимальное
распределение
электрической и тепловой нагрузки
между работающими турбоагрегата­
ми.
Наряду с выполнением всех этих
условий должно обеспечиваться так­
же хорошее техническое состояние
оборудования и высокий уровень
его автоматизации.
3-2. ВЛИЯНИЕ ИЗМЕНЕНИЯ ПАРАМЕТ­
РОВ ПАРА НА РАБОТУ ТУРБИНЫ
а) Общие положения
В процессе нормальной эксплуа­
тации турбоагрегата неизбежны
временные отклонения от нормы
некоторых параметров цикла: на­
чального и конечного давления па­
ра, температуры свежего пара и па­
ра промперегрева, давления в регу­
лируемых отборах. Отклонения па­
раметров, находящиеся в пределах
допустимых иорм, не вызывают опа­
сений за прочность элементов турбины, поскольку это учтено заводским
расчетом. В этих случаях речь мо­
жет идти лишь об изменении эконо­
мичности агрегата.
В условиях значительных отклонений параметров цикла, носящих
к тому же длительный характер,
вопросы надежности работы при­
обретают определяющее значение.
Подобные изменения режима могут
вызвать перегрузку отдельных сту­
пеней и изменение их температур­
ных условий. Перераспределение
тепловых перепадов по ступеням
турбины вызывает изменение реак­
тивности ступеней, что отражается
на условиях работы упорного под­
шипника и лопаточного аппарата
турбины. Работа ступеней в нерас­
четных режимах приводит к ухуд­
шению внутреннего относительного
к. п. д. турбины. К еще большему
понижению экономичности приводит
изменение термического коэффици­
ента полезного действия при пони­
жении начальных или повышении
конечных параметров цикла. В по­
добных случаях необходимо наряду
с оценкой изменения экономичности
установки определить правильный
режим эксплуатации агрегата из
условий полной надежности от­
дельных его узлов. Это достигается
расчетной проверкой допустимости
нового режима работы для наибо­
лее напряженных элементов турби­
ны либо приведением наиболее на­
пряженного элемента к нормальным
условиям путем изменения пропу­
ска пара.
При длительных отклонениях па­
раметров от расчетной величины
иногда приходится вносить конст­
руктивные изменения в проточную
часть турбины или систему парорас­
пределения для обеспечения надеж­
ной работы агрегата в изменивших­
ся условиях.
б) Изменение начального давления
При полном открытии всех регу­
лирующих клапанов изменение на­
чального давления вызывает изме­
нение расхода пара, которое в слу­
чае отсутствия в ступенях критиче­
ских скоростей при постоянной на­
чальной температуре может быть
подсчитано по формуле
о.
/
Щ
Щ
’
ад
здесь Д), р0 и рк — расход, началь­
ное и конечное давления пара при
расчетном режиме;
— расход па­
ра при новом начальном давлении
Роі. В конденсационных турбинах
величиной р 2к можно пренебречь и
записать формулу (3-1) в упрощен­
ном виде:
д = я 0еп . .
Ро
(3-2)
Если какая-либо ступень (по­
следняя, регулирующая) или груп­
па ступеней работает в критическом
режиме, то расход через турбину
будет изменяться прямо пропорцио­
нально изменению начального дав­
ления (при постоянной начальной
температуре), и формула для опре­
деления нового расхода будет сов­
падать с формулой (3-2). Мощность
турбины при измененном начальном
давлении без учета изменений вну­
треннего относительного к. п. д. и
расходов пара в регенеративные от­
боры запишется так:
Ш
ш
Щ
>
ад
где Л/о, Ш и Но — мощность, расход
пара и располагаемый теплоперепад
турбины при расчетном режиме;
Щ и Н 1 — те же величины при из­
менившемся начальном давлении.
Как видно из формулы (3-3), из­
менение мощности турбины проис­
ходит за счет изменений как тепло­
вого перепада, так и расхода пара,
вызываемых изменением начального
давления. Суммарное влияние этих
двух величин можно оценить по
формуле [68]
тЗН(>+«п^)^
где АЫі/Ыі и Ар/ро — относительные
изменения мощности и начального
давления; т = (к — 1)/&; ё й р р щ —
относительное противодавление тур­
бины; к — показатель изоэнтропы.
Анализ формулы (3-4) показы­
вает, что при постоянном относи­
тельном противодавлении прираще- ,
ние мощности изменяется пропор­
ционально приращению начального
давления, и это положение справед­
ливо для всех турбин, не имеющих
регулируемого отбора пара, в том
числе и для турбин с промперегревом. При изменении конечного дав­
ления за турбиной изменение мощ­
ности при изменении начального
давления будет зависеть от относи­
тельного противодавления. В этом
случае отклонение давления свеже­
го пара тем сильнее скажется на
мощности, развиваемой турбиной,
чем выше относительное противо­
давление, как это видно из рис. 3-1.
При увеличении начального дав­
ления все без исключения ступени
турбины при полностью открытых
регулирующих клапанов оказыва­
ются перегруженными. Наиболь-
личину
ДЛГ;
Рис. 3-1. Относительное приращение мощ­
ности турбины в зависимости от относи­
тельного изменения начального давления
(при полном открытии регулирующих кла­
панов/.
шую перегрузку при этом испыты­
вает последняя ступень турбины,
давление за которой .сохраняется
постоянным.
В конденсационных турбинах,
где абсолютное значение давления
пара в последней ступени невелико,
основная опасность заключается
в увеличении изгибающего момен­
та, действующего на рабочие ло­
патки. В турбинах с противодавле­
нием увеличение перепада на по­
следнюю ступень может, кроме то­
го, вызвать опасения за прочность
диафрагмы. Для приведения усло­
вий работы этих элементов к рас­
четным
необходимо
ограничить
пропуск пара через турбину с та­
ким расчетом, чтобы давление в ка­
мере регулирующей ступени не пре­
восходило допустимого. В таком
режиме расход пара будет снижен
до расчетного, что приведет к нор­
мальным условиям работы всех не­
регулируемых ступеней. Внутренняя
мощность турбины при этом будет
несколько
увеличенной
на
ве-
£)Д/грсу)Р:с
860
(3-5)
где О
расход
пара
на
турбину;
г
ч
_______
_
Е
В
Е
о
А йр -с -— дополнительный перепад на
регулирующую ступень; ЛР-со,ог — внутренний относительный к. П. д. регулирующей ступени в данном режиме.
Если генератор допускает такой
режим работы, то для турбины та­
кая перегрузка также допустима,
поскольку в данном случае нерегу­
лируемые ступени работают в рас­
четном режиме, а перегрузка регу­
лирующей
ступени
значительно
меньше той, которая возникает при
нормальном начальном давлении
в режиме с одним полностью откры­
тым клапаном. Если же генератор
по условиям охлаждения или возбуждения такую перегрузку не до­
пускает, необходимо дальнейшее
сокращение расхода пара до достижения номинальной нагрузки.
При номинальной нагрузке рас­
ход пара на турбину можно подсчи­
тать по формуле
ЕЁ
А = ° ‘ң гЭта формула является прибли­
женной, поскольку она не учитыва­
ет изменения внутреннего относи­
тельного к. п. д. турбины. При та­
ком режиме давление в камере ре­
гулирующей ступени несколько сни­
зится, что приведет к небольшой
разгрузке нерегулируемых ступеней
и некоторой перегрузке регулирую­
щей ступени по сравнению с рас­
четным режимом. Эти изменения не
могут считаться опасными
как
с точки зрения надежности упорно­
го подшипника, так и по причине
перегрузки регулирующей ступени.
При длительной работе на по­
вышенном давлении свежего пара
следует искусственно ограничить
ход последнего клапана, чтобы не
допустить перегрузки проточной
части турбины при понижении ча­
стоты в сети. Для устранения дрос­
селирования в последнем клапане
можно заглушить часть сопл в ре­
гулирующей ступени. В этом слу­
чае к. п. д. турбины при работе
с полной нагрузкой повысится. При
кратковременном увеличении на­
чального давления расход пара мож­
но ограничить введением в работу
ограничителя мощности.
При увеличенном
Начальном
давлении пара, кроме режима с пол­
ностью открытыми всеми клапана­
ми, опасным будет также и режим
с одним полностью открытым клапа­
ном вследствие перегрузки регули­
рующей ступени. При длительной
работе с повышенным начальным
давлением следует произвести пере­
настройку регулирующих клапанов
с тем, чтобы увеличить перекрышу
в открытии второго клапана. Более
раннее открытие второго клапана по­
высит давление в камере регулиру­
ющей ступени при полностью откры­
том первом клапане и снизит распо­
лагаемый теплоперепад в регулиру­
ющей ступени при этом режиме.
В турбинах с дроссельным паро­
распределением при частичных на­
грузках повышение начального дав­
ления не отразится ни на мощности,
ни на режиме работы ступеней турсироваться увеличением дроссели­
рования в дроссельном клапане.
Перегрузка проточной части может
наступить лишь при полном откры­
тии дроссельного клапана. В этом
случае, как и в турбинах с сопловым
парораспределением, наиболее пе­
регруженной окажется последняя
ступень турбины. Для уменьшения
ее перегрузки полезно ограничить
ход обводного клапана, подающего
пар в промежуточную ступень, что
позволит уменьшить перегрузку по­
следней ступени за счет некоторой
перегрузки головных ступеней (до
байпаса). Такой режим, однако, мо­
жет быть реализован только после
проверки на прочность диафрагм го­
ловных ступеней. Если эти диафраг­
мы не имеют запаса прочности, то
следует также ограничить и ход
основного клапана.
При всех условиях перевода тур­
бины на повышенное давление долж­
ны быть произведены проверочные
расчеты на прочность паропровода,
паровых коробок, стопорных и регу­
лирующих клапанов, а также кор­
пуса турбины. Необходимо учиты­
вать, что если турбина не имеет
промежуточного перегрева пара,
повышение начального давления
при постоянной начальной темпе­
ратуре приводит к увеличению
влажности в последних ступенях
и соответствующему увеличению
эрозийного износа рабочих лопаток.
При понижении начального давле­
ния турбина не может быть нагру­
жена до номинальной мощности.
Уменьшение мощности при пол­
ностью открытых клапанах можно
подсчитать по формулам (3-3) и
(3-4).
Длительная работа на пони­
женном начальном давлении обыч­
но связана с дефектами барабана
котла или главного паропровода,
выявленными при очередной провер­
ке инспекцией котлонадзора. В этом
случае следует провести реконст­
рукцию турбины с целью увеличе­
ния ее мощности.
В турбинах с сопловым парорас­
пределением можно увеличить про­
ходное сечение сопл регулирующей
ступени. Увеличение расхода пара
при этом будет безопасным до тех
пор, пока в камере регулирующей
ступени не установится расчетное
давление, что будет соответствовать
расчетному расходу через турбину.
В этом режиме турбина будет иметь
расчетный пропуск пара и расчет­
ные напряжения в диафрагмах и
рабочих лопатках нерегулируемых
ступеней. Мощность турбины при
этом несколько уменьшится из-за
уменьшения располагаемого теплоперепада на регулирующую ступень.
Формула для подсчета уменьшения
мощности будет аналогична (3-5).
Для достижения номинальной на­
грузки расход пара должен быть
дополнительно увеличен, что приве­
дёт к перегрузке нерегулируемых
степеней и в особенности последней
из них. Определение нового расхода
пара может быть произведено по
формуле (3-6). Д ля выяснения до­
пустимости этого расхода следует
произвести расчеты на прочность
нерегулируемых ступеней, а также
фланцевого соединения
корпуса
в зоне регулирующей ступени.
В турбинах с дроссельным паро­
распределением при длительной ра­
боте с пониженным начальным дав­
лением целесообразно удалить часть
первых^ ступеней с таким расчетом,
чтобы новое начальное давление со­
ответствовало давлению перед не­
удаленными ступенями при расчет­
ном режиме. Необходимо при этом
соответствующим образом снизить
и начальную температуру. В этом
случае расход пара через турбину
достигнет номинальной величины, а
снижена
только за счет уменьшения теплового перепада.
-----іДля определения новой начальной температуры необходимо по­
строить действительный
процесс
расширения пара в турбине при
расчетном режиме в іЧ5 диаграмме
и в точке пересечения этого процес­
са с изобарой соответствующей но
вому начальному давлению, опрел
О
Л Г
Н о
----------------------------
тт
^
______
делить искомую тем пер ату ру --------При отсутствии теплового рас­
чета проточной части турбины коли­
чество удаляемых ступеней можно
определить, оценив перепад каждой
из ступеней по формуле [681
Һ
2,94
а
п
и/со
3000
(3-7)
где Л — диаметр ступени; я — число
оборотов турбины; и/с0 — отношение
окружной скорости
к
скорости
истечения из сопл, подсчитанной по
всему
располагаемому
перепаду
ступени.
■
у
Д л я обеспечения номинальной
мощности при понижении началь­
ных параметров некоторые крупные
турбоагрегаты снабж аю тся допол­
нительным клапаном, позволяющим
увеличить пропуск пара через турбину при работе в этих условиях.
При нормальных условиях эксплуа­
тации этот клапан постоянно з а ­
крыт. В. этом случае в технической
характеристике агрегата указыва­
ются допустимые колебания пара­
метров пара, при которых агрегат
может нести полную нагрузку.
Изменение экономичности турбоустановки при изменении начально­
го давления подсчитать значитель­
но труднее, чем изменение мощно­
сти. Здесь следует учитывать изм е­
нение температуры питательной во­
ды, перераспределение величины от­
боров и параметров пара в тепловой
схеме, изменение влажности в последних
ступенях
турбины. На
рис. 3-2. представлена зависимость
изменения расхода тепла от изм е­
нения начального давления пара для
блока с турбиной К-300-240 [46].
в) Изменение начальной температу­
ры и температуры промперегрева
При изменении начальной тем ­
пературы пара расход его через тур­
бину, работающ ую с полностью от­
крытыми клапанами, может быть
определен по формуле
А
Һ
(3-8)
Тог
где А и Т/о0 — расход и начальная
абсолютная температура при расчетном режиме; А и Т01
те же
величины при изменившейся начальной температуре.
Как видно из формулы (3 -8), при
увеличении начальной температуры
весовой расход пара уменьшается,
а при уменьшении — увеличивается
Что касается теплового перепада на
турбину, то он с повышением тем ­
пературы увеличивается, а с пони­
жением уменьшается. Таким о б р а ­
зом, при подсчете мощности эти два
фактора будут действовать во в за ­
имно противоположном направле­
нии. Однако изменение теплоперепада сказывается сильнее, чем и з­
менение расхода, что и будет оп р е­
делять изменение мощности.
Рис. 3-2. График изменения удельного рас­
хода тепла при изменении начального дав­
ления для турбины К-300-240.
Приняв в первом приближении
линейную зависимость теплового пе­
репада от начальной температуры,
можно
получить
приближенную
формулу изменения мощности от
изменения начальной температуры
при полностью открытых регули­
рующих клапанах:
ЛГ,
N
л/ъ±
°У
То
(3-9)
где N 0 и Щ
соответственно мощность при расчетном и изменившем­
ся режиме.
При повышении начальной температуры мощность агрегата при
полностью, открытых клапанах возрастет. Однако это не вызовет уве-
личения напряжении в элементах
проточной части турбины, посколь­
ку тепловые перепады на нерегули­
руемых ступенях уменьшаются, а
тепловой перепад на регулирующую
ступень хотя и увеличится, но бу­
дет значительно меньше, чем пере­
пад при одном полностью открытом
клапане на расчетных параметрах.
С точки зрения механической проч­
ности при повышении начальной
температуры наиболее опасным бу­
дет режим с полностью открытым
одним клапаном.
При решении вопроса о допу­
стимости работы турбины с повы­
шенной начальной температурой
особенно необходимо
учитывать
ухудшение механических свойств
конструкционных сталей при повы­
шении температуры. Это положение
касается важнейших характеристик
стали: длительной прочности, пре­
дела текучести, ползучести и др.
Явление ползучести, т. е. свойсво металла давать остаточные
деформации при напряжениях, мень­
ших предела текучести, проявляет­
ся при высоких температурах. Под
длительным воздействием высоких
температур изменяются геометри­
ческие размеры напряженных дета­
лей. Это проявляется в увеличении
диаметров трубопроводов острого
пара и пара промперегрева, в изме­
нении размеров корпусов клапанов
и задвижек, паровых коробок, ра­
бочих лопаток и других элементов
турбоагрегата.
В паровых турбинах, работаю­
щих при начальных температурах
порядка 500—580°С, ползучесть ме­
талла проявляется также и в умень­
шении с течением времени напряже­
ний в деталях, имеющих натяг. Это
явление носит название релаксации
напряжений. При релаксации на­
пряжений происходит переход упру­
гих деформаций в пластические,
причем полная деформация детали,
представляющая собой сумму упру­
гой и пластической деформации, не
изменяется. Переход упругих де­
формаций в пластические приводит
к ослаблению посадки дисков и
втулок на роторе турбины, умень­
шению напряжений в болтах и
шпильках фланцевого соединения.
Ослабление напряжений в болтах и
шпильках может привести к нару­
шению плотности горизонтального
разъема турбины и к пропариванию
его.
Поскольку деформации ползуче­
сти с течением времени накаплива­
ются, в турбинах высокого давления
регламентируется не только пре­
дельная температура пара, при ко­
торой работа турбины недопустима,
но и время работы агрегата на до-
пустимых, но повышенных по срав­
нению с нормальными температу­
рах. Обычно число часов работы
турбины на повышенных темпера*УРа* пара не должно превышать
^00 300 ч в год. При этом длитель­
ность одноразового повышения тем­
пературы также строго регламенти­
руется.
Понижение начальной темпера­
туры при постоянном начальном
давлении свежего пара приводит
к увеличению весового расхода па­
ра через турбину. В этом случае,
несмотря на некоторое понижение
мощности [формула (3 -9 )], проточ­
ная часть турбины будет работать
с повышенными механическими на­
пряжениями. В наиболее неблаго­
приятных условиях будет находить­
ся последняя ступень турбины, где
ПАПИНА
_______ ” Ч
помимо увеличения
напряжений
в рабочих лопатках из-за увеличен­
ного весового расхода пара, будет
иметь место повышенный эрозион­
ный износ из-за увеличения влажно­
сти. Работа турбины с пониженной
начальной температурой вызывает
увеличение реактивности ступеней
и увеличение осевого усилия на упор­
ный подшипник, что объясняется
уменьшением тепловых перепадов
в регулирующей и последующих го­
ловных ступенях турбины. Это осо­
бенно опасно для крупных агрегато
работающих с большими на­
грузками на упорный подшипник.
Вследствие указанных
тельст
тур б
обстоя-
открытыми клапанами при значительном снижении начальной температуры не допускается, в г инструкциях по эксплуатации каждого
турбоагрегата должен быть указан
порядок снижения нагрузки при по­
нижении начальной температуры.
В турбинах с промперегревом
при номинальной температуре пара
промперегрева изменение режима
работы турбины при изменении на­
чальной температуры будет
не
столь заметным. Постоянство темпе­
ратуры пара после промперегрева
не предохраняет ЧСД и Ч Н Д от из­
менения режима при переменной на­
чальной температуре пара. В этом
случае изменение расхода через
ЧВД приведет к соответствующему
изменению расхода и через после­
дующие ступени. Однако это изме­
нение расхода будет не таким з а ­
метным, как в турбинах без пром­
перегрева.
Изменение температуры пара по­
сле промперегрева при постоянной
начальной температуре также влия­
ет на изменение режима работы как
Ч В Д , так и ступеней, находящихся
после промперегрева. При увеличе­
нии
температуры
промперегрева
давление в промперегревателе воз­
растает. Это приводит к некоторой
разгрузке ступеней Ч В Д и к пере­
грузке последней ступени турбины.
Понижение температуры промпере­
грева приводит к понижению давле­
ния пара
в промперегревателе,
вследствие чего перегруженной ока­
жется последняя ступень Ч В Д . При
этом ступени ЧСД и Ч Н Д будут ра­
ботать с повышенной степенью ре­
активности, что приведет к измене­
нию осевого усилия в турбине.
Все эти обстоятельства застав­
ляют снижать нагрузку турбины и
в блочных установках при пониже­
нии температуры свежего пара и па­
ра после промежуточного перегрева.
На рис. 3-3 приводится график
разгрузки турбины К-300-240 при
снижении указанных температур.
Колебания температур свежего
пара и пара после промперегрева
приводят также к изменению эконо-
кчпполп3'
ГРаФик разгрузки тупбины
К-300-240 при ''««тении
снижении темпер
темпепатүпм
го
0СТР°'
ГО пара и пара поомпепРгГЛРаТуры
промперегрева.
™
^ ^ р Э ера^Рара ^ п е р е ^ .
.
Рис. 3-4. График изменения удельного рас­
хода тепла при изменении начальной тем­
пературы и температуры промперегрева.
1 — изменяется начальная температура пара; 2 —
изменяется температура пара после промежуточ­
ного перегревателя.
. *
мичности установки. Для определе­
ния этого изменения, помимо изме­
нения теплового перепада на тур­
бину, необходимо учитывать и та­
кие факторы, как изменение тем­
пературы пара, поступающего в ре­
генеративные подогреватели, и из­
менение влажности пара в послед­
них ступенях турбины. С учетом
этих положений составлен график
Таблица 3-1
Ро
Тип турбо­
агрегата
*о, °С
МПа
01
2
о
о
и,
*
К-200-130
12,75
130
565/565
К-150-130
ВК-100-6
12,75
8,83
130
90
565/565
535
ВКТ-100
ВК-50-3
8,83
8,83
90
90
535
535
ВҚ-100-5
8,83
90
500
ВҚ-50-2
! 8,83
90
500
ВҚ-25-1
8,83
90
500
на ±0,0981
МПа(1 кгс/сма)
Номинальные парамет­
ры
Поправки к
расходу тепла
на отклонение
начальных
параметров
пара от номи­
нальных, %
—0,060
+0,068
ТО, 03
+0,09
—0,07
+0,11
—0,09
+0,08
—0,07
+0,11
—0,07
+0,11
- 0 ,0 7
+0,11
О
О
0
1
се
+0,20
4=0,30
—0,22
+0,26
+0,36
+ 0,30
+ 0,36
+ 0,39
+ 0,40
изменения удельных расходов тепла
на турбину К-300-240 при измене­
нии температур цикла (рис. 3-4)
[46].
Тепловые испытания как отече­
ственного, так и зарубежного энер­
гетического оборудования подтвер­
ждают линейный характер зависи­
мости удельного расхода тепла от
изменения начальных параметров
пара. Это позволяет разработать
усредненные поправки на изменение
начальных параметров к норматив­
ным характеристикам типовых тур­
боагрегатов. Такие поправки, полу­
ченные в результате обработки ма­
териалов испытаний, представлены
в табл. 3-1.
г) Изменение конечного давления
У конденсационных турбин, ра­
ботающих с глубоким вакуумом
в конденсаторе, давление за послед­
ней ступенью может изменяться в до­
вольно широких пределах за счет
изменения паровой нагрузки, загряз­
нения трубок конденсатора, ухуд­
шения воздушной плотности вакуумной системы, изменения количе­
ства и температуры охлаждающей
воды и вследствие других причин,
влияющих на режим работы кон­
денсационной установки.
Рассмотрим
работу
турбины
с полностью открытыми регулирую­
щими клапанами.
При работе последней ступени
турбины с критическими скоростя­
ми понижение давления в конденса­
торе не вызовет изменения расхода
пара через турбину. Изменение рас­
хода может произойти лишь при
повышении давления и только в том
случае, когда скорости истечения
станут докритическими. Однако это
положение является чисто теорети­
ческим. На самом деле изменение
вакуума в конденсаторе в самых
широких пределах практически не
влияет на расход пара через турби­
ну, работающую с полностью от­
крытыми клапанами, вследствие че­
го мощность турбины изменяется
только за счет изменения теплового
перепада на турбину.
Для исследования работы тур­
бины при изменяющемся давлении
за последней ступенью необходимо
проанализировать работу последней
ступени в этих условиях. При рабо­
те ступени в докритическом режи­
ме истечения изменение давления
в конденсаторе повлечет за собой
изменение теплового перепада на
нескольких
последних
ступенях,
причем изменение мощности будет
пропорционально изменению теплоперепада.
При достижении в последней
ступени критической скорости и
дальнейшем понижении давления за
ступенью увеличение теплового пе­
репада будет приходиться только
на последнюю ступень, и здесь пря­
мая
пропорциональность
между
приращением теплоперепада и при­
ращением мощности будет наруше­
на. В этом случае понижение давле­
ния за ступенью сопровождается
отклонением потока в косом срезе
сопл и лопаток и уменьшением
окружной составляющей скорости,
что приводит к уменьшению прира­
щения мощности. При дальнейшем
понижении давления за ступенью
может быть исчерпана расширитель­
ная способность косого среза, после
чего понижение давления в конден­
саторе не будет вызывать увеличе­
ния мощности.
Как показали теоретические ис­
следования, а также натурные ис­
пытания ряда турбин, для каждой
турбины может быть построена уни­
версальная зависимость величины
относительного приращения мощно­
сти от относительного изменения
давления в конденсаторе. Такая за ­
висимость для турбины ВК-50-1
Л М3 построена на рис. 3-5 [68].
Эта кривая характеризует режим
докритического истечения (отрезок
А В ) , где относительное приращение
мощности зависит линейно от отно­
сительного противодавления, и ре­
жим с расширением пара в косом
срезе (отрезок В С ), где эта зависи-
кВт на1кг/ч
0
0,02 0,04-
0,06 0,08 0,10 0,12 0,1к
МПа/кг/ч
ВІҚ-50 I5'
Универсальная
кривая
турбины
мость становится нелинейной. На
участке С Р , где расширительная
способность косого среза исчерпы­
вается, мощность последней ступе­
ни с уменьшением противодавления
не увеличивается, а мощность тур­
бины в целом даже уменьшается
(пунктирная линия С 'й') за счет
увеличения отбора пара в первый
по ходу воды подогреватель низко­
го давления.
Для большинства турбин сред­
них параметров изменение давления
в конденсаторе на ± 0 ,9 8 -10~з МПа
( 0,01 кгс/см2) приводит для всех
нагрузок к изменению мощности при­
мерно на ± 1 % номинальной мощ­
ности. Д ля турбин высоких пара­
метров пара с промежуточным пе­
регревом изменение мощности при
изменении конечного давления бу­
дет составлять меньшую относи­
тельную величину ввиду значитель­
ного располагаемого теплопадения
у этих турбин. На рис. 3-6 представ­
лен график поправки к мощности
турбоагрегата К-200-130 на давле­
ние отработавшего пара. В области
ограниченной прямыми I —/ и II—
II, эта^ зависимость приближается
к линеинои, и поправка к мощности
на изменение давления пара в кон-
При углублении вакуума по срав­
нению с расчетным происходит пе­
регрузка последних ступеней тур­
бины за счет увеличения приходя­
щегося на них теплового перепада.
В особо неблагоприятных условиях
при этом находится последняя сту­
пень, на долю которой приходится
наибольшее изменение теплоперепада, а после установления в ней кри­
тического режима истечения даль­
нейшее увеличение теплового пере­
пада будет приходиться только на
нее.
I
В турбинах с противодавлением
относительное изменение конечного
давления влияет в большей степени
на режим работы турбины, чем
в конденсационной машине, Это
объясняется сравнительно малым
тепловым перепадом, приходящим­
ся на турбину, и отсутствием критических скоростей в ее нерегулируе­
мых ступенях. В турбинах этого ти­
па изменение конечного давления
В большинстве случаев приводит
к изменению расхода пара при фик­
сированном положении регулирую­
щих клапанов.
При отсутствии в какой-либо из
ступеней критических скоростей из­
менение расхода можно подсчитать
по формуле
О
Рис. 3-6. Поправка к мощности турбины
К-200-130 на давление отработавшего пара.
денсаторе
на
0,98-10-3 МПа
(±0,01
кгс/сма)
составляет
+ 1760 кВт.
Рассмотрим работу конденсаци­
онной турбины при изменяющемся
вакууме с точки зрения надежности.
При повышении давления в конденсаторе тепловой перепад на тур­
бину уменьшается, причем это
уменьшение перепада приходится на
несколько последних ступеней. Н а­
пряжения в этих ступенях умень­
шаются, зато увеличиваются степе­
ни реактивности. При небольшом
увеличении противодавления изме­
нение реактивности не может выз­
вать значительного увеличения осе­
вого усилия. При работе же с рез­
ко ухудшенным вакуумом могут
возникнуть опасения за надежность
упорного подшипника турбины. Н а­
ряду с этим при значительном ухуд­
шении вакуума увеличивается температура выхлопного патрубка тур­
бины, что может вызвать расцентровку агрегата и появление недо­
пустимой вибрации.
О
В
л
У
/
РгО
Ч
Рг21
Р2г
(3-10)
где А), Ро и р г — расход, начальное
и конечное давление пара при рас­
четном давлении
за
турбиной;
— расход пара при измененном
противодавлении р гь
Если
регулирующая
ступень
турбины работает в критическом
режиме, понижение противодавле­
ния не вызовет изменения расхода
пара через турбину. При увеличе­
нии противодавления расход будет
сохраняться постоянным до тех пор,
пока скорости в регулирующей сту­
пени не станут докритическими.
В последнем случае расход через
турбину будет уменьшаться соглас­
но формуле (3-10).
При понижении давления за по­
следней ступенью противодавленче-
ских турбин наибольшие напряже­
ния будет испытывать диафрагма
последней ступени. Поэтому при ра­
боте на пониженном противодавле­
нии расход пара следует ограни­
чить согласно формуле [68].
«ЯI(Ищ я
где Д), р г и Т І — расход и парамет­
ры пара за турбиной в расчетных
условиях; Әі, р гі и Т г| — те же вели­
чины при пониженном давлении па­
ра за последней ступенью.
В современных турбинах с про­
тиводавлением существует защита
от перегрузки последней ступени
при резком понижении противодав­
ления. В условиях работы турбин
с переменным противодавлением
особое внимание следует обратить
на изменение осевого усилия, по­
скольку у турбин с противодавле­
нием при изменении конечного дав­
ления относительное изменение осе­
вого усилия будет более значитель­
ным, чем у турбин конденсационно­
го т й п э . С увеличением противодав­
ления у этих турбин значительная
часть последних ступенейсбудет ра­
ботать с пониженными тепловыми
перепадами, что приведет к увеличе­
нию степени реакции этих ступеней
и к соответствующему росту осево­
го усилия. Изменение суммарного
осевого усилия будет зависеть при
этом от конфигурации ротора. При
наличии на нем уступов сила, дей­
ствующая на эти уступы, с увели­
чением противодавления уменьшит­
ся, что в той или иной мере будет
компенсировать возрастание осево­
го усилия, вызванное увеличением
реактивности последних ступеней.
В некоторых случаях общее осевое
усилие с увеличением противодавле­
ния может даже уменьшиться.
В случае понижения противодавле­
ния осевое усилие будет изменяться
в обратном порядке.
Особенно резко изменяется осе­
вое усилие при изменении противо­
давления в реактивной турбине,
имеющей разгрузочный поршень,
соединенный с выхлопным патруб­
ком. В этом случае нагрузка на
упорный подшипник будет в основ­
ном определяться изменением уси­
лий, действующих на барабан и
разгрузочный поршень ротора тур­
бины. Таким образом, перевод тур­
бины с противодавлением на режим
с измененным давлением на выхло­
пе требует тщательной расчетной и
в ряде случаев экспериментальной
проверки режима работы упорного
подшипника турбины в. новых усло­
виях.
Внутренняя мощность турбины
при изменении противодавления мо­
жет быть подсчитана по формуле
/7 о ■Ь'О 1\о(
(3-12)
где N о, А), #о и 11°» — мощность, рас­
ход, тепловой перепад и внутренний
относительный к. п. д. турбины при
расчетном давлении за турбиной;
N 1,
#оі и т)0« — те же величины
при изменившемся противодавле­
нии.
д) Работа турбины в режиме ухуд­
шенного вакуума
Перевод турбин на ухудшенный
вакуум с использованием тепла от­
работавшего пара в последнее вре­
мя нашел широкое распространение.
Благодаря ему было достигнуто
значительное улучшение технико­
экономических показателей старых
конденсационных станций. В режи­
ме с ухудшенным вакуумом могут
работать и теплоэлектроцентрали,
где в качестве первой ступени по­
догрева сетевой воды может быть
использован конденсатор теплофи­
кационной турбины.
Если работа на ухудшенном ва­
кууме не предусмотрена заводомизготовителем, как это сделано на
турбинах Т-50-130 и Т-100-130, то
реализация этого режима требует
проведения тщательных расчетов
элементов турбины и конденсатора,
а иногда и внесения ряда конст­
руктивных изменений в эти эле­
менты.
Основными задачами, которые
возникают при переводе турбины
на режим с ухудшенным вакуумом,
являются:
,
а) проверка и обеспечение меха­
нической прочности водяных камер
конденсатора при работе на повы­
шенном давлении воды;
>
б) проверка и обеспечение плот­
ности вальцовочных соединений
трубок конденсатора;
в) проверка осевого усилия на
упорный подшипник турбоагрегата;
г) проверка величины расцентровки турбины из-за повышения
температуры выхлопного патрубка;
д) проверка надежности работы
конденсатного насоса при повышен­
ной температуре конденсата;
е) проверка работы воздухоуда­
ляющих устройств.
При решении вопросов, связан­
ных с увеличением механической
прочности водяных камер, необходи­
мо учитывать способ включения
конденсатора по воде. Если конден­
сатор находится на напорной линии
сетевого насоса, водяные камеры
должны быть рассчитаны на полное
давление, создаваемое сетевым на­
сосом. При расположении конденса­
тора на всасывающей линии давле­
ние в водяных камерах будет зна­
чительно меньше давления, созда­
ваемого сетевым насосом, и меньше
статического напора теплосети. Мак­
симальное давление в этом случае
будет иметь место при останове се­
тевого насоса, когда водяные каме­
ры и трубный пучок окажутся под
полным статическим давлением те­
пловой сети.
Предохранительные устройства
от внезапной нагрузки конденсато­
ра статическим давлением тепловой
сети могут быть выполнены в виде
гидравлического затвора с автома­
тическим отключением конденсато­
ра по воде задвижкой с электриче­
ским приводом и соответствующей
сигнализацией. Кроме того, резерв­
ные сетевые насосы должны иметь
блокировку, включающую насос при
аварийном
останове
основного.
Практически всегда при перево­
де конденсатора на режим бойлера
приходится увеличивать механиче­
скую прочность водяных камер и
трубных досок. Это особенно необ­
ходимо в конденсаторах с чугунны­
ми водяными камерами. Усиление
водяных камер достигается установ­
кой дополнительных анкерных свя­
зей и приваркой ребер жесткости
(в стальных водяных камерах).
В ряде случаев чугунные водяные
камеры заменяются на стальные.
Серьезной проблемой является
также обеспечение прочности кон­
денсаторных трубок и плотности их
вальцовочных соединений. При на­
греве корпуса конденсатора и труб­
ного пучка до 80 —90°С вследствие
разности термических удлинений
стального корпуса и латунных тру­
бок в трубках и вальцовочных сое­
динениях могут возникнуть значительные напряжения. В конденсато­
рах с длинными и тонкими трубка­
ми эти напряжения невелики, по­
скольку разность термических де­
формаций конденсаторных трубок
и корпуса компенсируется измене­
нием прогиба трубок.
В относительно коротких кон­
денсаторах с трубками большого
диаметра термические напряжения
в трубках могут превысить допуодну из трубных досок необходимо
выполнить подвижной с помощью
линзового компенсатора.
На рис. 3-7 представлен конден­
сатор турбины АК-24, реконструи­
рованный для работы в условиях
ухудшенного вакуума и противода­
вления. В данной конструкции под­
вижность трубной доски 1 обеспечи­
вается линзовым компенсатором 2,
заменившим жесткое соединение
трубной доски с корпусом конден­
сатора. Вес водяного барабана вос­
принимается специальным стальным
хомутом 7, подвешенным на крон­
штейнах 6. Водяные камеры усиле­
ны дополнительными анкерными
связями 8. Во избежание перекоса
трубной доски
устанавливаются
Рис. 3-7. Реконструкция конденсатора турбины АК-24.
1 — трубная доска; 2 — линзовый компенсатор; 3 — водяная камера; 4 — крышка
водяной камеры; 5 —
труба
отсоса воздуха
(паровоздушной смеси); 6 — кронштейн; 7 — хомут; 8 — дополнительные анкер­
ные связи; 9, 10 — направляющие штифты.
дополнительные
направляющие
штифты, обеспечивающие плоскопа­
раллельное смещение трубной доски.
Весьма сложным вопросом яв­
ляется определение реакции послед­
них ступеней турбины при новом
режиме. Хороший результат дает
расчет нескольких последних ступе­
ней с конца. Однако окончательное
суждение о работе упорного под­
шипника можно сделать только по­
сле натурных испытаний турбины
в режиме ухудшенного вакуума
с измерением температуры сегмен­
тов упорного подшипника.
Как показал опыт перевода на
ухудшенный вакуум ряда турбин
разных конструкций, нигде не на­
блюдалось значительного увеличе­
ния осевого давления и повышения
вибрации агрегата вследствие тер­
мической расцентровки.
При переводе турбины на рабо­
ту с ухудшенным вакуумом изме­
няются условия всасывания конденсатного насоса по сравнению с нор­
мальным конденсационным режи­
мом. Увеличение давления в конден­
саторе является благоприятным фак­
тором для работы насоса, однако
одновременно растет и температура
конденсата, что может привести
к срыву работы насоса, а также
ухудшит условия работы подшипни­
ков.
Во избежание срыва насоса или
попадания его колеса в зону кави­
тации необходимо увеличить давле­
ние на входе в насос. Для этого на­
сос должен быть по возможности
заглублен, если позволяют местные
условия! Кроме того, для увеличе­
ния подпора полезно поддерживать
в конденсаторе более высокий уро­
вень конденсата, чем при нормаль­
ном режиме. Если при этом нижний
ряд трубок окажется под уровнем
конденсата, то это не должно вызывать опасении, поскольку при ра­
боте конденсатора в режиме бой­
лера переохлаждение конденсата не
является тепловой потерей. В то же
время существенное понижение тем­
пературы конденсата по отношению
к температуре насыщения, соответ­
ствующей давлению в конденсато­
ре, приведет к более устойчивой ра­
боте насоса в новом режиме. Кро­
ме того, подача переохлажденного
конденсата в охладители эжекторов
будет благоприятно влиять на ра­
боту и этого узла ту.рбоустановки.
При использовании в качестве
воздухоудаляющих устройств парои
вых эжекторов в работе обычно
оставляют вторую ступень двухсту­
пенчатого эжектора, поскольку да­
вление в конденсаторе ближе соот­
ветствует давлению перед второй
ступенью эжектора. Большое влия­
ние на работу эжектора оказывает
температура отсасываемой смеси.
При высокой температуре смеси и
значительном
присосе
воздуха
эжектор может работать неудовлет­
ворительно, что приведет к увели­
чению температурного напора в кон­
денсаторе и недовыработке элект­
рической энергии. В этом случае
холодильники эжектора целесооб­
разно охлаждать не конденсатом, а
холодной водой или установить на
всасывающей линии эжектора до­
полнительный выносной воздухоох­
ладитель.
Что касается переделки проточ­
ной части турбин, то здесь вопрос
решается в зависимости от сезон­
ного режима работы турбины. При
покрытии турбиной графика тепло­
фикационной нагрузки в летние ме­
сяцы турбоагрегат переходит на кон­
денсационный режим работы. По
этой причине какие-либо переделки
в проточной части турбины нецеле­
сообразны. Исключение могут со­
ставить двухцилиндровые турбины,
где на время работы агрегата в те­
плофикационном
режиме
ротор
ЦНД заменяется промежуточным
валом, передающим крутящий мо­
мент от ЦВД к генератору, а диа­
фрагмы Ц Н Д временно удаляются.
В условиях постоянной работы
турбины с ухудшенным вакуумом
целесообразно удалить ряд послед­
них ступеней, которые в этом режи­
ме практически никакой мощности
не вырабатывают, а создают допол­
нительные потери на трение и вен­
тиляцию пара.
Д ля определения условий рабо­
ты последних ступеней и решения
вопроса об их удалении необходи­
мо произвести детальный расчет
турбины с конца с определением
тепловых перепадов на последние
ступени и их потерь. В случае не-
обходимости тепловые
перепады
последних ступеней можно оценить
по приближенной формуле (3-7).
При решении вопроса об удале­
нии последних ступеней необходимо
иметь в виду, что давление за по­
следней
неудаленной
ступенью
в расчетном режиме должно соот­
ветствовать новому давлению в кон­
денсаторе. Если такого соответствия
добиться не удается, то новое да­
вление в конденсаторе должно быть
выше, но не ниже, чем давление
в этой точке турбины при расчетном
режиме. В противном случае пос­
ледняя неудаленная ступень будет
перегружена.
|
После удаления последних сту­
пеней проточной части турбины сле­
дует опасаться резкого понижения
давления в конденсаторе при пол­
ной нагрузке, которое может при­
вести к недопустимой перегрузке
последней неудаленной
ступени.
В этом случае рационально иметь
защиту от понижения давления
в конденсаторе.
В условиях постоянной работы
турбины в режиме ухудшенного ва­
куума при малых расходах воды
через конденсатор целесообразно
заглушить и вырезать часть трубок
конденсатора для увеличения в них
скорости воды. Это позволит повы­
сить коэффициент теплопередачи
в конденсаторе, что в конечном ито­
ге приведет к увеличению выработ­
ки электроэнергии на тепловом по­
треблении. Вырезка заглушенных
трубок, кроме того, позволит умень­
шить паровое сопротивление кон­
денсатора, что особенно актуально
для конденсаторов старых типов
с большим паровым сопротивлением
трубного пучка. В некоторых слу­
чаях может оказаться целесообраз­
ным перевод конденсатора на уве­
личенное число ходов.
Определение расчетным путем
недовыработки электрической энер­
гии при переводе турбины на режим
ухудшенного вакуума при сохране­
нии последних ступеней является
задачей весьма сложной. Тепловой
при переводе на ухудшенный ваку­
ум однотипного оборудования.
На рис. 3-8 и 3-9 представлены
графики поправок к мощности на
давление отработавшего пара тур­
бин ВТ-25-4 и ВПТ-25-3. Эти графики
позволяют определить недовыработ­
ку электроэнергии в зависимости от
изменения конечного давления при
различных расходах пара в конден­
сатор турбины.
е) Изменение давления в регулируе­
мом отборе
1
1
О
0,02
■]_____ I_____ !--------1
0,04-
0,06
Оу08 МПа
Рис. 3-8. График поправок к мощности на
давление отработавшего пара для турбины
ВТ-25-4.
процесс в последних ступенях тур­
бины искажается столь сильно, что
определение внутреннего относи­
тельного к. п. д. этих ступеней и
всей турбины в целом практически
не представляется возможным. На­
иболее достоверные результаты да­
ют натурные испытания турбины,
проводимые исследовательскими и
наладочными организациями. Ре­
зультаты этих испытаний можно использовать для проведения расчетов
Щ0
О
0,02
0,04-
0,0В МПа
Рис. 3-9. График поправок к мощности на
давление отработавшего пара для турбины
ВПТ-25-3.
Турбина, имеющая регулируемые
отборы пара, может работать с из­
мененным давлением в отборе за
счет перенастройки регулятора дав­
ления.
Понижение давления в отборе
при неизменном пропуске пара че­
рез турбину приведет к увеличению
мощности турбоагрегата, поскольку
увеличивается выработка электро­
энергии в ЧВД потоком пара, иду­
щим в отбор.
Если турбина снабжает несколь­
ко тепловых потребителей, то дав­
ление в отборе будет определяться
потребителем, требующим наивыс­
шего давления, а остальные потре­
бители будут снабжаться дроссели­
рованным паром, что, естественно,
снижает общую экономичность уста­
новки. Если большую часть отбира­
емого пара необходимо дросселиро­
вать, то может оказаться экономи­
чески выгодным снизить давление
пара в отборе, а потребителя, тре­
бующего пар более высокого давле­
ния, снабжать паром из котельной.
Еще более целесообразным яв­
ляется применение для теплоснаб­
жения этого потребителя схемы
с термокомпрессором (рис. 3-10).
Это позволит сократить расход све­
жего пара за счет сжатия некото­
рого количества пара из отбора
турбины. Применение всех этих ме­
тодов обеспечения потребителей па­
ром требует тщательного технико­
экономического обоснования.
3-3. РАБОТА ТУРБИНЫ С ЧАСТИЧНО
ОТКЛЮЧЕННОЙ РЕГЕНЕРАЦИЕЙ
Рис. 3-10. Принципиальная схема установ­
ки термокомпрессора.
При наличии ряда параллельно
работающих турбин с регулируемым
отбором пара рационально выде­
лить одну или несколько турбин для
снабжения паром отдельных потре­
бителей, требующих давления пара,
отличного от основной массы потре­
бителей. Если турбина по условиям
теплоснабжения потребителей мо­
жет работать с давлением отбора,
более низким, чем расчетное, то,
прежде чем осуществить переход
на новое давление, необходимо про­
верить возможность надежной рабо­
ты турбины. Уменьшение давления
в камере регулируемого отбора до
величины р„, меньшей, чем мини­
мальное давление рминп, допускае­
мое заводом-изготовителем, требует
сокращения пропуска пара в ЧВД.
Это необходимо, чтобы сохранить
прежними напряжения в диафрагме
и рабочих лопатках последней сту­
пени ЧВД. Ограничение расхода па­
ра в ЧВД может быть подсчитано
по формуле (3-10), где вместо па­
раметров пара в конденсаторе при
различных режимах работы следует
подставить те же параметры в ре­
гулируемом отборе.
Работа турбины с каким-либо
отключенным регенеративным подо­
гревателем приводит к ухудшению
экономичности установки и пере­
расходу топлива, причем наиболь­
шие потери дает отключение верх­
него (последнего по ходу воды) по­
догревателя. При отключении верх­
него подогревателя или группы по­
догревателей высокого давления
резко снижается температура питательной воды, вследствие чего
увеличивается расход топлива котлоагрегатом. Это увеличение расхо­
да топлива не может быть компен­
сировано некоторым повышением
к. п. д. котельного агрегата за счет
понижения температуры уходящих
газов.
В табл. 3-2 приводятся поправки
к расходу тепла при отклонении от
нормы температуры питательной
Таблица 3-2
Номинальные па
раметры
Ро
Тип турбо
агрегата
е«
МПа
2о
и
*
о
К-200-130
12,75
ВКТ-100
ВК-50-3
ВК-100-5
ВК-50-2
ВК-25-1
8,8
8,8
8,8
8,8
8,8
8,8
ВК-100-6
130
90
90
90
90
90
90
Іо*
Поправка к рас­
ходу тепла на от­
клонение от нор­
мы температуры
питательной воды
на ±10%
номинально
го значе­
ния, %
565/565 Нет данных
535
+0,35
535
+ 0,185
535
+0,37
500
+0,25
500
+0,38
500
ТО, 30
О
0
1
СО V ?
хО"
О
0,30
0,15
0,21
0,22
0.24
0,32
0,19
воды, вычисленные для некоторых
турбоагрегатов отечественного про­
изводства.
При отключении верхних отбо­
ров и неизменном расходе пара че­
рез турбину давления в нижних от­
борах несколько повысятся и тем­
пература воды за этими подогрева­
телями будет также несколько вы­
ше расчетной (за исключением де­
аэратора, давление в котором под­
держивается на постоянном уровне
автоматически).
жении в некоторых узлах агрегата
сопровождается еще и динамиче­
ским эффектом из-за быстродейст­
вия защиты.
В настоящее время при работе
с частично отключенной регенера­
цией заводами-изготовителями устанавливаются предельно допустимые
значения давления в контрольных
ступенях. Этим самым ограничива­
ются расход пара и мощность тур­
боагрегата в данном режиме рабо­
ты. В табл. 3-3 приводятся значеТаблица 3-3
Включение ПВД
Предельно до­
пустимое дав­
ление в каме­
ре регулиру­
ющей ступени
МПа
Включены обе нитки
П В Д ..........................
Отключена одна нит­
ка П В Д ..................
Отключены обе нитки
П В Д ...........................
КГС/СМ2
Мощность ге­
нератора, МВт
При отключении промежуточно­
го подогревателя, когда верхний
подогреватель включен, температу­
ра питательной воды не меняется
или меняется незначительно. В этом
случае ухудшение экономичности
происходит за счет понижения тер­
модинамического совершенства цик­
ла, поскольку тепловую нагрузку
отключенного подогревателя берет
на себя следующий по ходу воды
подогреватель, и расход высокопо­
тенциального пара в системе реге­
нерации увеличивается. В свою оче­
редь тепловая перегрузка верхнего
подогревателя ведет к увеличению
недогрева в нем, что также сказы­
вается на экономических показате­
лях установки. Отключение регене­
ративных подогревателей, кроме
того, вызывает перераспределение
тепловых перепадов по отсекам тур­
бины и некоторое ухудшение за
счет этого внутреннего относитель­
ного к. п. д. турбоагрегата.
При
рассмотрении
вопросов,
связанных с отключением подогре­
вателей, особое внимание следует
уделить прочности элементов про­
точной части турбины. Изменение
расходов пара и тепловых перепа­
дов по отсекам турбины, вызываемое
переключениями в схеме регенера­
ции, неизбежно вызывает перегруз­
ку отдельных ступеней при полном
расходе пара через турбину.
При этих режимах в наиболее не­
благоприятных условиях находится
последняя ступень конденсационной
или противодавленческой турбины,
поскольку отключение любого подо­
гревателя или группы подогревате­
лей при неизменном пропуске пара
через турбину приводит к увеличе­
нию расхода через последующие по
ходу пара ступени. Кроме того, пе­
регруженной оказывается и диа­
фрагма ступени, следующей за от­
ключенным подогревателем. Особен­
но опасный режим создается в мо­
мент отключения защитой группы
ПВД при аварийном повышении
уровня в одном из них. В этом слу­
чае значительное повышение напря­
17,9
183
312
16,2
165
305
14,8
151
300
ния предельно допустимых давле­
ний в камере регулирующей ступе­
ни турбины К-300-240 ЛМЗ в слу­
чае отключения одной или двух ни­
ток ПВД при работе без дополни­
тельных отборов пара на собствен­
ные нужды блока.
Наличие дополнительных отбо­
ров на собственные нужды блока
(сушка топлива, подогрев воздуха
перед воздухоподогревателем, вклю­
чение бойлерной установки и т. д.)
разгружает последнюю ступень тур­
бины, однако в этом случае оказы­
вается
перегруженной
головная
часть турбины, в частности диаф­
рагма первой нерегулируемой ступе­
ни. Для ограничения этой перегруз­
ки устанавливается предельное дав­
ление в камере регулирующей сту­
пени, которое не должно превы­
шаться при любой комбинации до­
полнительных отборов на собствен­
ные нужды агрегата (величина каж ­
дого отбора также ограничена).
Для турбины К-300-240 Л М З
при работе с полностью включенной
ш
О
регенерацией включение дополни­
тельных отборов пара на собствен­
ные нужды связано с ограничением
мощности. Величина этого ограниче­
ния зависит от места отбора и ко­
личества отбираемого пара, как это
представлено в табл. 3-4.
Таблица 3-4
Недовыра
ботка мощ
ности при
полном ис­
пользова­
нии разре ленного
отбора,
МВт
Камера, откуда бе­
рется отбор
За
9-й
ЦВД
ступенью
З а 12-й ступенью
ЦВД
•
•
За 16-й ступенью
ЦСД
За 18-й ступенью
ЦСД
380
45
350
10
3 .5
280
15
4 .2
250
20
5 ,0
200
65
13,0
165
68
11.5
З а 21-й ступенью
ЦСД
З а 24-й
ЦСД
«
•
ступенью
• •
• •
17
Возможность перегрузки турби­
ны путем отключения верхних отбопри полном расходе пара на
турбину может быть использована
для покрытия кратковременных пи­
ковых нагрузок. Т акая работа мощ­
ных конденсационных блоков в ус­
ловиях резко переменного графика
нагрузок рассматривалась как у
нас, так и ^а рубежом. Теоретиче­
ские исследования и испытания тур­
бин в натурных условиях, проведен­
ные ЦҚТИ, показали возможность
и экономическую целесообразность
такого способа покрытия пиков на­
грузки по сравнению с введением
в параллельную работу дополни­
тельных мощностей.
Как показывают расчеты, при
работе турбин К-300-240 и К-500-240
с максимальными расходами свеже­
го пара отключение одного верхне­
го регенеративного отбора дает уве­
личение мощности агрегата пример­
но на 3,5%. При отключении двух
верхних регенеративных отборов и
дополнительных отборов пара на
собственные нужды
приращение
мощности этих агрегатов составит
величину порядка 8%. Для реали­
зации этих режимов должна быть,
естественно, обеспечена механиче­
ская прочность элементов проточной
части турбины и изыскана возмож­
ность увеличения мощности элект­
рической части блока.
3-4. РАБОТА ТУРБИН
РЕЖИМЕ
В БЕСПАРОВОМ
Беспаровым режимом называет­
ся работа турбоагрегата с включен­
ным в сеть генератором при закры­
тых стопорных и регулирующих
клапанах, т. е. без пропуска пара
через турбину. В этом случае гене­
ратор работает в моторном режи­
ме, вращая ротор турбины с син­
хронной частотой и потребляя из
сети активную мощность, необходи­
мую для преодоления механических
и вентиляционных потерь турбины
и генератора.
Этот режим автоматически воз­
никает при закрытии стопорного
клапана действием защиты или от
руки при включенном в сеть гене­
раторе. Обычно этот режим турбо­
агрегата счйтается недопустимым,
поскольку при отсутствии протока
пара через турбину потери на тре­
ние могут чрезмерно разогреть ро­
тор и корпус и привести к серьез­
ным повреждениям проточной части
турбины. Поэтому в инструкциях
по эксплуатации турбин среднего и
высокого давления указано на не­
допустимость беспарового режима
работы турбины, а в установках
с начальным давлением 12,75 и
23,5 МПа (130 и 240 кгс/см2) вре­
мя работы турбины в этом режиме
ограничивается 4 мин (см. § 2-9).
Исключение могут составить случаи
работы турбогенератора в режиме
синхронного компенсатора при на­
личии эффективной системы охлаж­
дения проточной части.
Перевод турбин в режим син­
хронного компенсатора в последнее
время начал широко практиковать-
ся, особенно на старых малоэконо­
мичных агрегатах. Постоянно выра­
батывая реактивную мощность, они
в то же время являются аварийным
резервом активной электрической
мощности энергосистемы. Иногда
в этом режиме оказывается целесо­
образным использовать и более со­
временные агрегаты во время про­
вала нагрузок;
Как известно, неравномерность
электрического графика заставля­
ет держать при малых нагрузках
значительное число агрегатов, по­
скольку останов турбины с после­
дующим ее пуском через непродол­
жительное время связан с пусковы­
ми потерями тепла и может оказаться
экономически
нецелесообразным.
В таких условиях перевод турбоге­
нератора в режим синхронного ком­
пенсатора без расцепления муфты
оказывается удобным для эксплуа­
тации. Кроме того, при этом
режиме агрегат находится во вра­
щающемся резерве, вырабатывая
одно вр еменно реактивную
мощ­
ность, дефицит которой наблюдает­
ся практически во всех энергоси­
стемах.
■
•«.
Отечественной энергетикой на­
коплен достаточно большой опыт пе­
ревода на беспаровой режим турбин
различных типов и мощностей. Этот
опыт показывает, что способ охлаж­
дения проточной части турбин при
таком режиме работы зависит от
их конструкции.
Наиболее просто переводятся на
беспаровой режим одноцилиндровые
конденсационные турбины неболь­
шой мощности. Для того чтобы обес­
печить минимальные потери на тре­
ние, эти агрегаты в беспаровом ре­
жиме
работают
при
глубоком
вакууме
в
конденсаторе.
Для
обеспечения этого вакуума в кон­
цевые уплотнения
должен
по­
даваться пар избыточного давления,
охлажденный до температуры насы­
щения или даже слегка увлажнен­
ный. Опыт и расчеты показывают,
что количества этого пара, прони­
кающего в корпус турбины при глу­
боком вакууме, вполне достаточно
для охлаждения ее проточной ча­
сти, если длина рабочих лопаток
последних ступеней не превышает
500 мм. Обычно для надежного ох­
лаждения турбин такого типа до­
статочно расхода пара, составляю­
щего примерно 20% расхода холо­
стого хода.,
Для надежной и экономичной
работы агрегата в описанном ре­
жиме очень важно иметь высокую
воздушную плотность вакуумной
системы и всей турбины в целом.
Практика показывает, что обычно
тщательно уплотняются только те
элементы турбоустановки, которые
при нормальном режиме работы на­
ходятся под разрежением. Головные
же части и дренажные линии уплот­
няются менее тщательно, поскольку
они находятся под избыточным дав­
лением. При работе в беспаровом
режиме, когда весь цилиндр турби­
ны находится под вакуумом, при­
сос воздуха через эти неплотности
может сильно перегрузить эжектор.
В этом случае эжектор будет ра­
ботать на перегрузочной ветви ха­
рактеристики, и вакуум резко ухуд­
шится. Ухудшение вакуума приве­
дет к увеличению потерь на трение
в турбине, соответствующему уве­
личению мощности, потребляемой
генератором из сети, и потребует
увеличения расхода пара на охлаж­
дение. Кроме того, может ухудшить­
ся температурный режим проточной
части турбоагрегата.
Все это показывает, что перед
переводом турбины в режим син­
хронного компенсатора необходимо
провести дополнительную работу
по уплотнению турбоагрегата, осо­
бенно его головной части. При ра:
боте турбины в беспаровом режиме
с глубоким вакуумом конденсатор
ее должен снабжаться в необходи­
мом количестве циркуляционной
водой. Конденсатный насос должен
быть включен по схеме рециркуля­
ции и находиться постоянно в ра­
боте для обеспечения охлаждения
паровых эжекторов. При наличии
водяных эжекторов включение конденсатных
насосов производится
периодически для откачки конден­
сата из конденсатора.
При переводе в беспаровой ре­
жим турбин с противодавлением
внутренние потери у них будут боль­
ше, чем у конденсационных турбин,
и это потребует более интенсивного*
принудительного охлаждения про­
точной части. Охлажденный пар
может подаваться либо через голо­
ву турбины с отводом через выхлоп­
ной патрубок, либо проходить про­
точную часть в обратном направле­
нии. В первом случае пар будет ох­
л аж д ать головную часть агрегата и
затем, нагреваясь, двигаться к вы­
хлопу турбины. При такой схеме
охлаждения выхлопная часть турбины будет иметь более высокую
температуру, чем головная, и при
нагружении
турбины
потребует­
ся дополнительное время на про­
грев головных частей турбоагрегата.
При пропуске пара в обратном
направлении пар, нагреваясь, будет
двигаться к головной части турби­
ны, причем распределение темпе­
ратур по проточной части будег
приближаться к «естественному»,
которое турбина имеет при работе
под нагрузкой. В этом случае тур­
боагрегат оказывается более мо­
бильным, а температурный режим
элементов проточной части ближе
к расчетному, хотя потери электро­
энергии на поддержание турбины
в беспаровом режиме будут при
этом несколько выше.
При принудительном охлажде­
нии проточной части турбины паром
избыточного давления необходимо
принять меры к утилизации тепла
этого пара, чтобы уменьшить поте­
ри, связанные с работой турбины
в беспаровом режиме, Наиболее
сложно обеспечить работу в беспаровом режиме многоцилиндровой
турбины высокого давления, поскольку в этом случае сочетание
минимальных потерь с высокой мо­
бильностью представляет известные
трудности.
На рис. 3-11 представлена схема охлаждения проточной части
турбины ПТ-60-130 Л М3, работаю­
щей в режиме синхронного компен­
сатора [86]. Турбоагрегат работа­
ет с закрытыми клапанами Ц С Д и
открытыми клапанами ЦВД. Пово­
ротная диафрагма полностью от­
крыта. Охлаждение частей среднего
и низкого давления производится
паром из специально установленно­
го пароохладителя. В пароохлади­
тель подается пар из -регулируемо­
го отбора соседней турбины и кон­
цевых уплотнений Ц ВД. О хлаж де­
ние и увлажнение пара до сухости
0,98 производится впрыском конден­
сата. В корпус турбины пар посту­
пает через камеры отборов, а так­
ж е через концевые уплотнения. Кор­
пус Ц В Д охлаждается паром, ко­
торый подается в выхлопную часть
цилиндра из станционного коллек­
тора промышленного отбора. Ох­
лаждающий пар проходит обратным
потоком через проточную часть
Ц ВД, регулирующие клапаны, пе­
репускные трубы и через смонти­
рованную линию обеспаривания по­
ступает в коллектор теплофикацион­
ного отбора. При такой системе
охлаждения ротор низкого давления,
имея диски и лопатки значительных'
размеров, вращается в среде с м а­
лой плотностью, что уменьшает
вентиляционные потери, и в то же
время благоприятное распределение
температуры по длине проточной
части Ц В Д позволяет достаточно
быстро поставить турбину под на­
грузку. При этом температурный
режим цилиндров можно достаточно
гибко регулировать температурой и
количеством охлаждающего пара.
Несмотря на имеющийся опыт
перевода турбин на беспаровой ре­
жим, каждому такому переводу
должны предшествовать температурные испытания турбоагрегата
в новом реж,име. Эти
__ Ниспытания
І _______
обычно проводятся службой налад­
ки и включают в себя тщательное
исследование теплового состояния
турбоагрегата и возникающих в нем
Рис. 3-11. Схема охлаждения
в беспаровом режиме.
проточной
части
турбины
ПТ-60-130 ЛМ З, работающей
/ — паропровод свежего пара; 2 — ГПЗ; 3 — стопорный клапан: 4 — регулирующие клапаны ЦВД; 5 — ре­
гулирующие клапаны ЦСД; 6, 7, 8, 9 — патрубки отборов; Ю, 11, 12, 13 — концевые уплотнения;
14 — пароохладитель; / 5 — линия от регулируемого ™-бора соседней турбины; 16 — линия от конденсат­
ных насосов; 17 — линия обесларивания; 18 — поворотная диафрагма.
термических деформаций и напря­
жений. Испытания должны устано­
вить оптимальный расход и пара­
метры охлаждающего пара, а так­
же режимный график перехода тур­
бины на новые условия работы.
Для решения вопроса о целесо­
образности перевода турбины на
беспаровой режим и определения
технико-экономических показателей
такой работы необходимо тщатель­
но учесть все потери турбогенера­
тора, работающего в режиме син­
хронного компенсатора.
К этим потерям относятся:
а) расход электроэнергии на вра­
щение роторов турбины и генерато­
ра; б) потери генератора в железе
и меди; в) потери тепла с охлаж­
дающим паром; г) потери тепла на
паровые эжекторы или расход элек­
троэнергии на водяные эжекторы;
д) мощность, потребляемая конденсатным насосом; е) расход элект­
роэнергии на подачу циркуляцион­
ной воды в конденсатор.
В случае утилизации тепла ох­
лаждающего пара экономичность
работы агрегата в беспаровом ре­
жиме существенно возрастает.
Опыт работы турбины ПТ-60-130
в беспаровом режиме на одной из
станций показал, что суммарные по­
тери турбины и генератора состав­
ляют 56% расхода тепла на холо­
стой ход. Эта величина может быть
еще уменьшена за счет увеличения
влажности охлаждающего пара,
снижения давления пара в ЦВД и
улучшения схемы собственных нужд
агрегата.
Таким образом, перевод турбоге­
нераторов в режим синхронного ком­
пенсатора без расцепления муфты
является удобным в эксплуатации
способом содержания турбин во
вращающемся резерве.
3-5. РАЦИОНАЛЬНОЕ
РАСП РЕДЕЛЕ­
НИЕ НАГРУЗКИ М ЕЖ ДУ П АРАЛЛЕЛЬ­
НО РАБОТАЮЩИМИ АГРЕГАТАМИ
Оптимальное распределение на­
грузок между работающими агре­
гатами оказывает большое влияние
на общую экономичность турбинно­
го цеха и станции в целом. Эта
проблема может, естественно, воз­
никнуть при неполной загрузке аг­
регатов, когда имеется возможность
перераспределять электрическую или
тепловую нагрузку между турбина­
ми.
В состав основного оборудования
электрической станции могут вхо­
дить агрегаты различного типа и
назначения. Кроме того, большое
количество станций имеет установ­
ки с различными начальными пара­
метрами пара. В этих условиях ра­
циональное распределение нагруз­
ки между агрегатами и очередность
их загрузки и разгрузки являются
важным условием экономичной ра­
боты турбинного цеха. Д а ж е при
наличии однотипного оборудования
распределение нагрузок между тур­
бинами не должно быть случайным,
поскольку и здесь существует оп­
тимальный способ распределения
нагрузок.
Экономичное распределение на­
грузки между работающими агрега­
тами, обеспечивающее минималь­
ный расход тепла, производится на
основе метода удельных (относи­
тельных) приростов расхода тепла.
Д ля применения этого метода необ­
ходимо располагать энергетически­
ми характеристиками
агрегатов,
устанавливающими
зависимость
расхода тепла ^ от нагрузки агре­
гата М,.
Относительным приростом расхо­
да тепла агрегата называется изме­
нение расхода тепла при измене­
нии нагрузки на единицу. Относи­
тельные приросты агрегатов в боль-
Рис. 3-12. Технико-экономические характе­
ристики агрегата.
/ — энергетическая характеристика
кривая относительного прироста тепла
2_
/(ІУа).
шннстве случаев не являются по­
стоянными, а зависят от нагрузки.
Поэтому для решения вопроса о
распределении нагрузки между аг­
регатами для каждого из них необ­
ходимо строить кривую зависимости
относительного прироста от нагруз­
ки
характеристику относительных
приростов. Эта характеристика, а
также энергетическая характеристи­
ка
турбины
представлены
на
рис. 3-12.
Если энергетические характери­
стики агрегатов представляют со­
бой криволинейные плавные кривые
(без учета дросселирования в кла­
панах) с возрастающими относи­
тельными приростами, то наивыгод­
нейший режим получается при рас­
пределении нагрузок, соответствую­
щем равенству относительных при­
ростов тепла этих агрегатов. При
таком принципе распределения на­
грузок у агрегатов, имеющих оди­
наковые энергетические характери­
стики, нагрузка должна быть рас­
пределена поровну.
Поскольку использование криво­
линейных энергетических характери­
стик для практических целей оказыым, их с достаточ­
ной степенью точности аппроксими­
руют прямыми линиями.
Для конденсационной турбины,
если пренебречь влиянием дроссе­
лирования в регулирующих клапа­
нах при малом их открытии, эта
зависимость может быть представлена ломаной прямой, имеющей
в[_области экономической нагрузки (рис. 3-13). Наличие
точки перегиба объясняется ухуд­
шением экономичности при нагруз­
ках, превышающих расчетную, осо­
бенно у турбин, имеющих перегруз­
ку внешним или внутренним байпа­
сом. Поскольку расход тепла на
турбину в значительной мере зави­
сит от вакуума в конденсаторе, ха­
рактеристики будут различными для
зимнего и летнего режима работы
агрегата.
Не менее важной характеристи­
кой является величина относитель_
_
_
ОуГнал/ч
Рис. 3-13. Технико-экономические характе­
ристики турбины АҚ-50.
/
зимняя энергетическая характеристика* 2 _
летняя энергетическая характеристика;
— зим­
няя характеристика относительных приростов;
летняя характеристика относительных приро­
стов.
3
ного прироста тепла на единицу вы­
работанной электрической энергии.
Д ля прямолинейных участков тех­
нико-экономической характеристики
эта величина будет постоянной
(рис. 3-13) [22].
В практике технико-экономиче­
ских расчетов рассматриваются две
величины расхода тепла на турби­
ну: по мощности брутто и нетто.
В первом случае рассматривается
только расход тепла на турбину
без учета расхода пара на собст­
венные нужды агрегата, причем этот
расход относится к мощности гене­
ратора без учета электрических соб­
ственных нужд.
Расход тепла на мощность нет­
то ведется с учетом затрат на соб­
ственные нужды агрегата тепловой
и электрической энергии. Естествен­
но, что распределение нагрузок сле­
дует вести по второй характеристи­
ке, учитывающей и затраты энер­
гии на собственные нужды. Для
конденсационной турбины эта ха­
рактеристика аналитически может
быть представлена в следующем
виде:
+
+ (Л<72—іД<7і) № —^ і) ,
(3-13)
где
<2 — расход
тепла на тур­
бину нетто, Гкал/ч;
— расход
тепла на холостой ход, Гкал/ч;
Д<7і — первый относительный при­
рост тепла нетто [до излома харак­
теристики, Гкал/ (МВт-ч) ]; Д^2 —
второй относительный прирост теп­
ла нетто [после излома характери­
стики, Гкал/(МВт • ч)]; М — мощ­
ность турбоагрегата нетто, при ко­
торой происходит излом характери­
стики МВт.
Вышеприведенная
зависимость
должна быть получена путем прове­
дения тепловых испытаний каждого
агрегата в отдельности. При этом
нужно помнить, что даже однотип­
ное оборудование может иметь хат
рактеристики, несколько отличаю­
щиеся друг от друга. В случае от­
сутствия подобных испытаний сле­
дует использовать данные заводаизготовителя или результаты испы­
тания однотипного оборудования.
В табл. 3-5 приводятся техникоэкономические характеристики неко­
торых серийных агрегатов отечест­
венного производства, полученные
на основании многочисленных испы­
таний, проведенных на различных
электростанциях. Эти характеристи­
ки могут быть приняты в качестве
нормативного материала для стан­
ций с однотипным оборудованием.
При наличии подобных характе­
ристик загрузка конденсационных
машин определяется величиной отно­
сительных приростов тепла турбо­
агрегатов. Д ля достижения наивы­
годнейшего распределения нагрузки
следует в первую очередь загружать
турбины, имеющие наименьший от­
носительный прирост. Величина по­
следнего не связана непосредствен­
но с удельным расходом тепла!
В частности, агрегат с меньшим
удельным расходом тепла может
в определенных диапазонах нагруз­
ки, а иногда и при всех нагрузках
иметь больший относительный при­
рост.
В качестве примера рассмотрим
очередность загрузки двух турбин,
энергетические характеристики ко-
Таблица 3-5
Параметры свежего пара
Тип турюагре­
гата
Давление
МПа |кгс/сма
Температура, °С
К-200-130
12.75
130
565/565
К -150-130
12.75
130
565/565
90
535
90
535
8,
ВК- ЮО-б
ВҚ-50-3
8,
ВК-ЮО-5
ВК-50-2
90
500
90
500
ВК-25-1
8,8
90
500
АК-50-1 Л М3
2.84
29
400
АК-50 ХТГЗ
АК-25-1
2.84
2,55
29
26
400
375
Уравнения энергетических характеристик
по мощности брутто, Гкал/ч
< 3 = 2 9 ,4 8 + 1 ,809ЛҢ+ 0 , 1 4 8 § | | 173,45)
< 2 = 2 4 ,8 5 + 1 ,9 2 2 # +
+ 0 ,1 7 9 (/V— 124,22)
< 2 = 2 1 ,2 + 1 ,915ЛЛ+0,148Х
X Щ—74175)
<2= 1 2 ,0 3 + 1 ,9 9 6 М + 0 . 2 23Х
X Щ—36,0)
( 2 = 2 0 , 0 + 2 , 0 1 2 М + 0 ,2 3 3 Х
X (# -6 5 ,7 )
< 2= 11, 5+2, 10ЛГ+0.16Х
X ( # — 34,4)
( 2 = 4 , 0 5 + 2 , 339ЛҢ-0,0 9 Х
X (# -2 0 ,4 1 )
<2= 1 1 , 7 + 2 , 5 6 М + 0 ,33 (ЛГ—
-4 1 ,8 )
< 2= 6, 5+2 , 69ЛГ
( ? = 6 , 8+2 , 67ЛГ+0,40 §1—
по мощности нетто, Гкал/ч
( 2 = 2 9 ,5 8 + 1 ,8 2 5 Л + 0 ,15 7 Х
Я
І 172,25)
< 2 = 2 5 ,3 5 + 1 .9 3 7 М + 0 ,18 9 Х
X ( # - 1 2 3 ,2 7 )
< ? = 2 2 ,9 8 + 1 ,9 Ш + 0 ,2 1 3 Х
X ( # — 74,08)
< 2 = 1 2 ,1 7 + 2 ,0 1 8ЛГ+0, 2 3 5 Х
X ( # —35,62)
< 2 = 2 0 .2 8 + 2 ,034М + 0,242Х
X ( # - 6 5 , С)
< 2 = 1 1 .7 1 + 2 ,124ЛҢ-0,169Х
Х ( # —33,99)
< 2 = 4 ,1 1 + 2 ,369М +0,10 2 Х
X ( # —20,17)
—21,0)
торых изображены на рис. 3-14,а.
Энергетические характеристики этих
турбин пересекаются при нагрузке
Л/і, причем у первой турбины в обла­
сти нагрузок от 0 до ЛАЭК относи­
тельный прирост тепла будет мень­
ше, чем у шторой турбины, в обла­
сти нагрузок от Щ до Щ У — боль­
ше. В этом случае при необходимости остановить одну турбину при
нагрузке до
следует разгрузить
и остановить турбину № 1, а в области нагрузок от
до Л^НОм остано­
вить в работе турбину № 1, остано­
вив турбину № 2. В случае работы
обеих турбин в параллель необхо­
димо в диапазоне нагрузок от 0 до
^әк в первую очередь загрузить тур­
бину № 1, затем до этой же нагруз­
ки загрузить турбину № 2. В даль­
нейшем при увеличении нагрузки до
Мшм загружается в первую очередь
турбина № 2, как имеющая мень­
ший удельный прирост тепла в этом
/
«7/1 Ш
пип
^ЭК
'ном
а)
б)
Мяк Nном
Рис. 3-14. Технико-экономические характеристики турбоагрегатов.
диапазоне нагрузок, а затем до Ыиогл
нагружается турбина № 1.
На рис. 3-14,6 представлены ха­
рактеристики двух турбин, у кото­
рых относительные приросты тепла
в области нагрузок 0—і¥эк и Мэк—
1|іом точно такие же, как и в пре­
дыдущем случае, но эти кривые нр
пересекаются. В этом случае пои
останове одной из турбин выгоднее
оставить в работе турбину № 1,
удельный расход тепла которой во
всем диапазоне изменения нагрузок
меньше, чем у турбины № 2. Однако
при параллельной работе загрузка
этих турбин должна происходить
точно в такой же последовательно­
сти, как и в предыдущем случае.
Если же в области перегрузки отно­
сительные приросты турбины № 1
будут меньше, чем у турбины № 2,.
го и в области перегрузочных режи­
мов турбина № 1 должна быть на­
гружена 'в первую очередь.
Принцип первоочередной загруз­
ки агрегатов, имеющих меньшие от­
носительные приросты, непосред­
ственно вытекает из правила равен­
ства относительных приростов.
Действительно, если распреде­
лить нагрузку между агрегатами
так, чтобы относительные приросты
их были неодинаковы, окажется вы-
годным увеличить нагрузку агрега­
та, относительный прирост которого
ниже, и разгрузить агрегат с более
высоким относительным приростом.
Однако по мере увеличения нагруз­
ки турбин <с малым относительным
приростом их относительные прирос­
ты увеличиваются, а относительные
приросты разгружаемых агрегатов
уменьшаются. Следовательно, такое
перераспределение нагрузки между
агрегатами выгодно до тех пор, пока
их относительные приросты не срав­
няются.
Поскольку величина относитель­
ных приростов тепла играет опреде­
ляющую роль при распределении
нагрузки между работающими агре­
гатами, в табл. 3-6 приводятся
Таблица 3-6
Тип турбоаг­
регата
ВК-25-1
ВК-50-2
ВК-50-3
В К -100-5
В К -100-6
К -150-130
К -200-130
Мощность
нетто, со­
ответст­
вующая
излому
энергети­
ческой ха­
рактери­
стики,
МВт
20,17
33,99
35,62
65,00
7 4 ,0 8
123,27
172,25
Дополнительный удель­
ный расход тетла на
мощность нетто в пре­
делах расходной ха­
рактеристики,
Г кал/(МВт*ч)
до изло­
ма
иосле из­
лома
2 ,3 9 6
2 ,1 2 4
2,018
2,034
1,910
1,937
1,825
2,471
2,293
2 ,2 5 3
2 ,2 7 6
2,123
2 ,1 2 6
1,932
усредненные значения приростов
для турбин, имеющих энергетиче­
ские характеристики с одной точкой
перегиба. Этими данными можно
пользоваться при решении практиче­
ских вопросов, касающихся опти­
мального распределения нагрузки
между работающими агрегатами.
Рассматриваемые энергетические
характеристики турбоагрегатов яв­
ляются приближенными, поскольку
они не учитывают дросселирования
пара в регулирующих клапанах. Та­
кие характеристики могут быть
только у турбин с дроссельным па­
рораспределением или при беско­
нечно большом числе регулирую­
щих клапанов (идеальное сопловое
регулирование).
Аппроксимация
этих характеристик отрезками пря­
мых позволяет представить их ана­
литически, что очень удобно для
расчетов. Что же касается распре­
деления нагрузок между турбинами,
то неучет дросселирования пара ре­
гулирующими клапанами
может
привести к длительной работе тур­
бины с частично открытыми регули­
рующими клапанами.
На рис. 3-15 представлены энер­
гетические характеристики и харак­
теристики относительных приростов
турбины К-200-130 ЛМЗ с учетом
дросселирования в регулирующих
клапанах [52]. Характеристики со­
ставлены в диапазоне нагрузок от
150—215 МВт, точки Щз и Л^4 соот­
ветствуют нагрузкам, при которых
происходит открытие третьего и чет­
вертого регулирующих клапанов.
Как видно из графика, максималь­
ное отклонение действительной энер­
гетической характеристики от ап­
проксимирующей в сторону увели­
чения расхода тепла составляет ве­
личину порядка 0,6%.
Если турбоагрегаты этого типа
будут работать ів этой точке, то, не­
смотря на распределение нагрузок
по относительным приростам, тур­
бины будут работать в невыгодном
режиме. В этом случае рациональ­
нее нагрузки распределить с таким
расчетом, чтобы все турбины, за ис­
ключением одной, работали бы без
дросселирования пара, а все изме­
нения нагрузки воспринимались бы
одной турбиной. Для этого необхо­
димо определить у всех машин ре­
жимы предоткрытия очередного ре­
гулирующего клапана и следить за.
тем, чтобы все турбины, за исклю­
чением одной, имели бы нагрузки,
соответствующие этим режимам. По
данным испытаний такое распреде­
ление нагрузок по сравнению с рав­
номерным распределением мощно­
сти по агрегатам позволяет для
крупных конденсационных турбин
иметь экономию тепла порядка 0,2—
кнал/ңвтч
4
>5
І І І І 2080
4-4/7
І # г гого
шШт 1960
I
Ь-20
ЗЬоА4-00
12,21
200 М/т
Рис. 3-15. Энергетическая характеристика
и характеристика относительных приростов
турбины К-200-130.
0,6%. Еще более значительным этот
выигрыш будет для противодавленческих турбин и турбин с отбором
пара.
Для этих агрегатов оптималь­
ное распределение нагрузок с уче­
том дросселирования может дать
экономию в размере 1,4— 1,8%. Все
эти цифры носят, естественно, успел.
ненныи характер, поскольку величи­
на экономии будет зависеть от типа
турбин, начальных' и конечных па­
раметров, давления и величины от­
боров, числа регулирующих клалад.
Распределяя нагрузки между
турбинами на основании их относи­
тельных приростов, необходимо учи­
тывать, что такое решение вопроса
справедливо только для агрегатов
неблочного типа.
В блочных установках, где на­
грузка котлоагрегата определяется
нагрузкой турбины, распределение
мощности между блоками необходи­
мо вести с учетом режимной характеристики котлоагрегата. При этом
оптимальное распределение нагруз­
ки между турбоагрегатами может
не соответствовать наивыгоднейше­
му распределению нагрузки по блокам. В этом случае распределение
нагрузок следует вести, руковод­
ствуясь относительными приростами
блоков, которые в первом прибли­
жении (без учета тепловых и элек­
трических собственных нужд блока) могут быть определены как про-
изведение относительных приростов
котла и турбоагрегата.
При работе в параллель турбин
с отборами пара вопрос об опти­
мальном распределении тепловых и
электрических нагрузок усложняет­
ся, поскольку расход тепла на тур­
боагрегат будет зависеть как от
электрической, так и от тепловой на­
грузки турбины, и общий относи­
тельный прирост следует искать
в виде полного дифференциала от
частных производных расхода тепла
по тепловой и электрической н а­
грузке.
В практической деятельности для
решения этого вопроса достаточно
иметь энергетические характеристики турбин при различных расходах
тепла и пара в отбор (рис. 3-16); на
основании этих графиков можно вести
оптимальное
распределение
электрической нагрузки при посто­
янном отборе (рис. 3-16,а) или теп­
ловой нагрузки при постоянной элек­
трической мощности (рис. 3-16,6).
И в том и в другом Случае принцип
равенства относительных приростов
будет являться основой экономичной
работы
агрегатов.
ТГ« ---------- Ғ Р Г І І т
Если на ТЭЦ энергетические ха­
рактеристики агрегатов отсутствуют,
а турбины работают по отбору в об­
щую магистраль, то рациональное
распределение тепловых нагрузок
между турбинами может быть опре.
делено на основании простого опы­
та. На общей магистрали, за местом
присоединения отборов всех турбин
следует установить термометр, заме­
ряющий температуру смешанного
потока пара. Очевидно, наиболее рациональное распределение расходов
пара при неизменном суммарном от­
боре будет соответствовать тому
случаю, когда температура смешан­
ного потока будет иметь минималь­
ное значение. Это будет показывать,
что средняя взвешенная величина
использованного
части высокого
давления всех турбин теплопадения
достигла максимальной величины,
т. е. выработка электроэнергии на
отборном паре максимальна.
Я
Гкал/ч
Гкал/ч
МВт
ш
то
О
5
/0
/5
20
25
3 0 М Вт
Н^Н9㧧
VI •
О
10
20
Уу .V * ,
30
*+0
•
I___ I___ I___ I___ I
О
/О
20
30
40
50
I
50
60
Гкал/ч
I
60
I
7 0 М Вт
б)
Рис. 3-16. Энергетические
характеристики турбины с регулируемыми отборами пара
Этот же метод можно использо­
вать и при работе на общую линию
турбин с противодавлением.
При работе станций, имеющих
в своем составе как конденсацион­
ные турбины, так и турбоагрегаты,
отпускающие тепловую энергию, сле­
дует в первую очередь загружать
агрегаты, вырабатывающие электро­
энергию на тепловом потреблении, и
в последнюю очередь — конденса­
ционные агрегаты. При эксплуата­
ции такого смешанного оборудова­
ния может возникнуть проблема: на
каком агрегате выгоднее увеличи­
вать электрическую «агрузку — на
конденсационной турбине или на
турбине с отбором пара. Этот во­
прос также решается путем сравне­
ния энергетических характеристик
рассматриваемых агрегатов. Обыч­
но в этом случае предпочтение отается конденсационному агрегату,
поскольку в турбине с регулируе­
мыми отборами пара конденсацион­
ный поток пара испытывает много­
кратное дросселирование. Однако
имеются режимы, при которых бы­
вает выгоднее загрузить хвостовую
часть турбины с отбором, а конден­
сационную турбину разгрузить или
остановить.
Для обеспечения экономичной
работы Турбинного цеха во всем
диапазоне изменения тепловых и
электрических нагрузок должны
быть составлены режимные карты
очередности загрузки и разгрузки
агрегатов, которыми и должен
пользоваться эксплуатационный пер­
сонал.
3-6. ВИБРАЦИОННОЕ СОСТОЯНИЕ
ТУРБОАГРЕГАТА
Надежность работы турбины и
генератора в значительной мере
определяется их вибрационным со­
стоянием.
Повышенная вибрация, возни­
кающая вследствие некачественного
изготовления, монтажа, ремонта или
некачественной эксплуатации агре­
гата, является источником всевоз­
можных аварийных ситуаций и да­
же крупных аварий. Необходимо от­
метить, что вредные последствия да­
же умеренных вибраций имеют свой­
ство накапливаться и проявляться
в самой различной форме. Это мо­
жет найти выражение в появлении
усталостных трещин в роторе тур­
бины, штоках регулирующих клапа­
нов, чугунных опорах, зубчатых пе­
редачах и т. д. Под действием 'виб­
рации
расстраивается
взаим-ное
крепление частей, нарушается жест­
кая связь статоров и подшипников
с фундаментными плитами, уве­
личивается расцентровка валов.
При повышенной вибрации воз­
никает опасность -повреждения л а ­
биринтных уплотнений турбины, во­
дородных уплотнений и системы
водяного охлаждения генератора.
Значительные колебания вала на
масляной 'пленке могут вызвать воз­
никновение очагов полусухого тре­
ния, что увеличивает опасность вы­
плавления подшипников.
Неблагоприятное действие виб­
рации оказывается также на работе
системы регулирования турбины и
приборов контроля. Необходимо от­
метить также отрицательное воз­
действие вибрации на обслуживаю
іций персонал,
персонал. Это воздействие
определяется
как
-повышенным
уровнем шума, так и непосредствен­
ным, физиологическим действием
вибрации на организм человека.
Все эти обстоятельства предъяв­
ляют весьма жесткие требования
к нормированию вибраций. Соглас­
но ПТЭ вибрационное состояние
турбоагрегата оценивается по сле­
дующей шкале:
Номинальная
скорость вра­
щения ротона,
об/мин
1500
3000
5000
8000 и более
Двойная амплитуда виэрации,
МКМ
отлично
[До
До
До
До
30
20
10
5
хорошо
До
До
До
До
50
30
15
10
удовлетво­
рительно
До
До
До
До
70
40
25
15
На турбогенераторах блочных
установок мощностью 150 МВт и бо­
лее вибрация не должна превышать
оО мкм.
Вибрация должна замеряться
в трех направлениях: вертикальном,
горизонтально-продольном и гори­
зонтально-поперечном. Если вибра­
ция хотя бы одного из подшипников
в одном из трех направлений пре­
вышает значение «удовлетворитель­
но» для данного типа машин, то
вибрационное состояние всего агре­
гата признается неудовлетворитель­
ным, и турбина должна быть выве­
дена в ремонт для устранения виб­
рации.
і
Вибрационное состояние агрега­
та должно определяться при вводе
его в эксплуатацию после монтажа,
перед выводом агрегата в капиталь,
ный ремонт и после капитального
ремонта. При отличном и хорошем
вибрационном состоянии агрегата
периодичность замеров вибрации
должна составлять 1 раз в 3 мес.
При заметном повышении вибрации
подшипников замеры должны произ­
водиться по особому графику. Тур­
боагрегаты с удовлетворительной
оценкой вибрации могут быть вве­
дены в эксплуатацию только с р аз­
решения главного инженера район­
ного управления (энергокомбина­
та), причем в самое ближайшее вре­
мя должны быть приняты меры по
улучшению вибрационного состоя­
ния агрегата.
Для оценки вибрационного со­
стояния турбоагрегата уровень виб­
рации должен определяться не толь­
ко на рабочих числах оборотов, но
и при прохождении турбиной крити­
ческого числа оборотов. Исследова­
ния показали [14], что переход систе­
мы «ротор — опоры» через критиче­
ские скорости в процессе пуска и
останова агрегата может сопровож­
даться весьма значительным увели­
чением амплитуды колебаний. Хотя
в данном случае повышенная вибра­
ция действует относительно кратко­
временно, однако нескольких пусков
и остановов машины с недопустимо
»
О
А
г
большими амплитудами колебаний
ротора на критических скоростях
может оказаться достаточным для
приведения в негодность паровых и
масляных уплотнений. В худших
случаях 'возникают задевания в про­
точной части турбины, появляется
остаточный прогиб ротора, разруша­
ется баббит вкладышей подшипни­
ков, появляются трещины в фунда­
менте и т. п.
Значительный рост вибраций на кри­
тических скоростях вызывается существен­
ной неуравновешенностью ротора по соб­
ственным формам динамического прогиба
валов. Как показывает практика, и этот
небаланс может быть устранен специаль­
ными методами балансировки с доведением
уровня вибрации подшипников на крити­
ческих оборотах до величины порядка 30—
50 мкм. Поэтому вибрационное состояние
турбоагрегата,
проходящего
критические
скорости с повышенной вибрацией, не мо­
жет считаться удовлетворительным, если
даж е на рабочей скорости вращения ви­
брация подшипников не превышает нор­
мы.
Существующие допуски нормируют ам­
плитуду колебаний подшипников только в за ­
висимости от скорости вращения роторов, не
учитывая частотного состава этих колеба­
ний. Однако многочисленные измерения по­
казывают, что вибрация подшипников, ва­
лов и других элементов машины часто но­
сит несинусоидальный характер. На коле­
бания основной частоты, равной частоте
вращения роторов, накладываются состав­
ляющие высших, а иногда и низших ча­
стот. В отдельных случаях наблюдаются
колебания, близкие к синусоидальным, <но
с частотами, отличными от основной [14].
У агрегатов с частотой
вращения
3000 об/мин с основной частотой колеба­
ний 50 Гц чаще всего обнаруживается
высокочастотная составляющая 100 Гц, а
также имеют место низкочастотные состав­
ляющие с частотами, близкими, к низшей
критической скорости системы «ротор —
опоры» (обычно 17— 21 Гц) или к полови­
не рабочей частоты ( ~ 2 5 Гц).
Присутствие существенных по амплиту­
де высших гармоник свидетельствует о дей­
ствии на колеблющуюся систему значи­
тельных «нагрузок, которые могут в несколь­
ко раз превышать нагрузки, вызывающие
колебания основной частоты. Однако, по­
скольку вопрос о связи между спектраль­
ным составом вибрации и опасностью ее
для турбины недостаточно изучен, можно
ограничиться лишь указанием на необхо­
димость принятия более жестких допусков
на вибрацию в случае значительных высо­
кочастотных составляющих. Что касается
низкочастотных колебаний, то вследствие
их неустойчивости, способности к внезапно­
му и резкому возрастанию они представля­
ют несомненную опасность для машины.
Поэтому, если в колебаниях подшипников
и роторов обнаруживаются заметные низ­
кочастотные составляющие, вибрационное
состояние турбоагрегата не может быть
признано удовлетворительным.
Некоторый учет частотного состава ви­
брации предусматривают нормы У7)/, по­
лучившие распространение в европейской
практике. Согласно этим нормам в каче­
стве основной характеристики вибрации
принимается эквивалентная амплитуда ви­
броскорости, измеренная при рабочей ско­
рости вращения роторов
Если измеряемые колебания разлагают­
ся на гармонические составляющие с угло­
выми частотами он, сог, . . . , (оп и соответст­
вующими им амплитудами Л і, Лг,
то эквивалентная амплитуда виброскоро­
сти может быть подсчитана по формуле
Уэкв == ^ А 2і(0 2і + ./422&>22 ~|“ . . • Нг Л 2/і(02/і =■
= у у * 1 + У*2 + . . • + V2/!,
(3-14)
где 1/|, Уг, . . Уп — амплитудные значения
виброскорости каждой из гармонических
составляющих.
Для случая измерения биений с мак­
симальными Умакс и минимальными Умии
значениями виброскоростей
У У2макс ~Ь У2мин-
Уэкв —
(3-15)-
В табл. 3-7 приводятся нормы допу­
стимой вибрации подшипников турбоагре-
Таблица 3-7
\7
экв*
мм/с
^ЭКВ’
(при 50 Гц)
м
к
м
Оценка виЗрацни
4 ,0
12,5
Очень хорошо—хорошо
10,0
31,5
Допустимо
2 5 ,0
8 0 ,0
Улучшение желательно
Улучшение необходимо
> 2 5 ,0
> 8 0 ,0
Недопустимо
гатов по данным Уй1 на основной частоте
50 Гц
В проекте международного стандарта
на вибрацию машин предлагается исполь­
зование в качестве критерия эффективной
амплитуды виброскорости
= у=У экв
(3-16)
как величины, непосредственно измеряемо»
электроизмерительными приборами. Уровни
оценки вибросостояния машин по Уэфф со
ответствуют подобным ж е уровням, при
веденным по 1/ЭКв в нормах УВІ. Эти нор­
мы учитывают гармонический состав изме­
ряемой вибрации за счет составляющих,
имеющих частоту выше оборотной.
Оценка вибрационного состояния
турбоагрегата будет не полной, если
не учитывать уровень вибрации его
фундамента. Обычно у правильно
спроектированного и хорошо выпол­
ненного фундамента двойная ампли­
туда колебаний при хорошо отба­
лансированном роторе не превышает
Ю—20 мкм. Заметное отклонение
от приведенных значений в сторо­
ну увеличения свидетельствует о де­
фектах фундамента.
При рассмотрении вопросов виб­
рации современных крупных турбо­
агрегатов необходимо учитывать то
обстоятельство, что колебания под­
шипников в современных агрегатах
все в меньшей степени отражают
истинные колебания вала турбины.
Это объясняется в первую очередь
повышенной массой и жесткостью
опор крупных турбоагрегатов. Не
последнюю роль в этом явлении
играют также демпфирующие свой­
ства масляного клина, существую­
щего между шейкой вала и подшип­
ником.
Согласно
экспериментальным
данным на крупных агрегатах ам­
плитуда вибрации концов валов мо­
жет превосходить в 10— 15 раз ам­
плитуду / колебаний подшипника,
причем эти колебания могут быть
смещены между собой по фазе. Н а­
блюдались также случаи, когда вы­
лет одной или нескольких рабочих
лопаток не приводил к заметному
увеличению вибрации подшипников,
тогда как колебания вала сущест­
венно возрастали. Это показывает,
что для ряда турбоагрегатов вибра­
ция подшипников не являтся надеж­
ным критерием безопасности, и не­
обходимо для этих агрегатов в каж ­
дом отдельном случае эксперимен­
тально устанавливать связь между
колебаниями валов и подшипников
турбины. Переход к большим еди­
ничным мощностям турбоагрегатов
повышает требования к их вибра­
ционной надежности, вследствие че­
го ^устранение значительных вибра­
ций и определение причины их появ­
ления являются задачами первосте­
пенной важности.
К основным причинам, вызываю­
щим возникновение вибраций агре­
гата, можно отнести следующие:
а) динамическая неуравновешен­
ность роторов;
б) нарушение центровки рото­
ров;
в) ослабление жесткости систе­
мы;
г) работа в области резонансных
чисел оборотов;
д) потеря устойчивости вала на
масляной пленке;
е) появление возмущающих сил
электромагнитного происхождения.
Возникновение динамической не­
уравновешенности роторов может
быть вызвано двумя причинами:
1) перераспределением масс по
окружности ротора или приложе­
нием к ротору новых неуравнове­
шенных масс;
2) смещением главной централь­
ной оси инерции ротора относитель­
но оси его вращения.
В обоих случаях возникает не­
уравновешенная центробежная си­
ла, пропорциональная квадрату чис­
ла оборотов, вызывающая вибрацию
агрегата оборотной частоты.
Причинами возникновения не­
уравновешенности роторов турбин и
генераторов могут быть обрыв лопа­
ток и бандажей, разрушение дисков,
некачественная балансировка при
перелопачивании роторов, перемот'ка роторов генераторов, неравно­
мерный износ лопаток, неравномер­
ный занос солями лопаточного аппа­
рата и т. д.
Смещение оси инерции ротора
относительно оси вращения может
возникнуть из-за ослабления посад­
ки деталей на валу или прогиба
вала. Прогиб ротора при сборке мо­
жет возникнуть в результате пере­
коса шпонок относительно шпоноч­
ных пазов, некачественно выполнен-
ной насадки дисков и т. д. В процессе
эксплуатации прогиб ротора мо­
жет вызываться тепловой рдзбалансировкой, термической нестабильно­
стью металла ротора, задеваниями
в проточной части, а также непра­
вильными режимами пуска и оста­
нова турбин, вызывающими прогиб
ротора.
Рассмотренные выше явления приводят
к появлению первичного прогиба, являюще­
гося следствием первичной неуравновешен­
ности ротора. Появление первичного проги­
ба вызывает вторичную неуравновешен­
ность, возникающую вследствие отклонения
оси инерции от оси вращения при динами­
ческом прогибе ротора. Эта вторичная не­
уравновешенность трудно поддается опреде­
лению из-за сложности измерения динами­
ческого прош ба по длине роторов в эксплуа­
тационных условиях, однако приближенные
расчеты показывают, что она может в не­
сколько раз превышать первичную неуравно­
вешенность ротора.
Динамический прогиб на крити­
ческих скоростях достигает, как пра­
вило, максимальных значений, что
приводит к значительному росту
суммарной неуравновешенности и
как следствие к усилению вибрации
подшипников. Преобладающее влия­
ние динамического прогиба на виб­
рацию наблюдается главным обра­
зом у роторов современных генера­
торов средней и большой мощности,
работающих вблизи второй критиче­
ской скорости. Вследствие этого
критерием оценки уравновешенно­
сти роторов генераторов является
амплитуда вибрации подшипников и
вала на рабочей и критической ско' ростях вращения.
Одной из причин повышения ви­
брации агрегата может явиться расцентровка роторов. Влияние расиентровки на вибрацию турбин суще­
ственно зависит от степени уравно­
вешенности роторов и носит различ­
ный характер в зависимости от типа
соединительных муфт. При жестких
или полужестких муфтах сболчивание муфты восстанавливает нор­
мальную центровку роторов. При
этом возникает перераспределение
нагрузки на подшипники от веса со­
единенных роторов. Не являясь не­
посредственным источником динами­
ческих сил, возбуждающих колеба­
ния, такое перераспределение стати­
ческой нагрузки изменяет парамет­
ры системы «ротор — опоры». Так,
например, полная разгрузка одной
промежуточной опоры увеличивает
пролет вала между опорами и изме­
няет его критическое число оборо­
тов, что в свою очередь может при­
вести к приближению одной из кри­
тических скоростей к рабочей ско­
рости вращения агрегата. Если в ре­
зультате перераспределения стати­
ческой нагрузки одна из опор ока­
жется частично разгруженной, то
это может способствовать возбужде­
нию низкочастотных колебаний, вы­
званных неустойчивостью вала на
масляной пленке при малых ради­
альных нагрузках на подшипник.
Гибкие соединительные муфты мо­
гут компенсировать значительную
расцентровку валов (до 0,3 мм) без
возникновения заметной вибрации.
Однако в случае загрязнения масла,
отложений шлама и наличия накле­
па на рабочих поверхностях подвиж­
ных элементов муфты происходит
резкое увеличение коэффициента
трения между этими элементами,
что может привести к частичному
или полному заклиниванию муфты.
В этом случае соединенные роторы
начинают работать со смещением
центра тяжести относительно оси
вращения, что является причиной
возникновения вибрации.
В процессе эксплуатации расцентровки роторов или перераспределе­
ние нагрузки на подшипники воз­
можны вследствие нарушения пра­
вильного
теплового
расширения
цилиндров турбины. Это явление свя­
зано с заклиниванием корпусов под­
шипников или цилиндров на шпон­
ках, іуіпором в дистанционные болты,
односторонним нагревом или охлаж­
дением цилиндра и т. д.
Наряду с неравномерным обогре­
вом цилиндров вибрация может воз­
никнуть также вследствие неравно­
мерного прогрева фундамента ма­
шины. Такие явления наблюдались
при эксплуатации турбин 300 МВт,
у которых разность вертикальных
тепловых расширений колонн фун­
дамента достигала 2 мм.
Причиной, вызывающей неравно­
мерный прогрев фундамента, может
быть близкое расположение паро­
проводов, клапанов, и подогревате­
лей, имеющих недостаточную или
поврежденную изоляцию. Характер­
ным признаком возникновения расцентровки агрегата по этой причине
является постепенное нарастание
вибраций в течение нескольких дней
с момента пуска, поскольку, как по­
казали наблюдения, нагрев фунда­
мента длится несколько суток (у тур­
бин К-300-240 до 7 суток). Для
устранения вибраций, вызываемых
этим явлением, необходимо тща­
тельно изолировать находящиеся
в непосредственной близости от фун­
дамента высокотемпературные узлы
и детали с установкой в наиболее
обогреваемых местах водяных экра­
нов, а также проверить и, если по­
требуется, провести дополнительную
балансировку роторов.
Еще одной причиной возникнове­
ния вибрации при эксплуатации
крупных агрегатов является просад­
ка выхлопных патрубков турбины
со встроенными в них подшипника­
ми при наборе вакуума и от веса на­
ходящейся в водяных камерах кон­
денсатора циркуляционной воды.
Д ля
турбин мощностью
100—
300 МВт просадка опор под дей­
ствием вакуума оценивается вели­
чиной порядка 0,1—0,15 мм. Эту
причину можно обнаружить, заме­
ряя уровень вибрации при измене­
нии вакуума на турбине. При этом
наибольшее изменение вибраций на­
блюдается на подшипниках ЧНД.
На рис. 3-17 приводится зависи­
мость поперечных колебаний задне­
го подшипника Ц Н Д от вакуума для
турбины ВК-100-2. Хотя виброграм­
ма, представленная на графике,
отражает целый ряд причин, вызы­
вающих вибрацию, в том числе и
тепловую расцентровку за счет
ухудшения вакуума, однако влияние
Рис. 3-17. Зависимость вибрации заднего
подшипника от величины вакуума в кон­
денсаторе.
изменения вакуума прослеживается
довольно четко. Подобное влияние
вакуума можно в значительной мере
устранить путем установки ротора
низкого давления с некоторым за­
вышением относительно остальных
валов при центровке агрегата.
При постоянной величине неба­
ланса или расцентровки ротора уве­
личение амплитуды колебаний мо­
жет явиться следствием уменьшения
статической жесткости системы.
При эксплуатации турбоагрегата
ослабление жесткости может быть
вызвано следующими причинами:
а)
ослаблением взаимного креп­
ления составных частей опоры рото­
ра: вкладышей, корпусов подшипни­
ков, фундаментных рам, ригелей
фундамента;
б)
отрывом стула подшипника от
фундаментной плиты («опрокидыва­
ние» стула подшипника);
в) нарушением связи между сту­
лом подшипника и опирающимся на
него цилиндром турбины;
г) нарушением связи между ци­
линдром турбины и его опорами на
фундаменте;
д) появлением трещин у несу­
щих элементов фундамента.
Указанные явления могут воз­
никнуть в результате недоброкаче­
ственного монтажа или сборки пос­
ле ремонта, а также в процессе экс­
плуатации из-за нарушения нор­
мальных тепловых расширений тур­
бины. Отрыв стула подшипника от
фундаментной плиты также вызы­
вается конструктивными дефектами
соединения его с цилиндром турби­
ны. Уменьшение жесткости опор мо­
жет вызвать, кроме того, изменение
собственной частоты колебаний си­
стемы «ротор—опоры» с приближе­
нием ее к резонансу. Вибрация, 'воз­
никающая в результате ослабления
жесткости опор, имеет, как правило,
синусоидальную форму и оборотную
частоту. Иногда наблюдаются высо­
кочастотные наложения, искажаю­
щие синусоидальность колебаний,
что связано с появлением микроуда­
ров в трещинах или местах соеди­
нений конструктивных элементов.
Отличительной особенностью этой
вибрации является ее зависимость
от теплового состояния турбины.
Надежность работы турбоагрега­
та во многом зависит от близости
критических частот вращения систе­
мы «ротор—опоры» к номинальной
частоте вращения. В случае работы
ротора в области критических час­
тот даже незначительная неуравно­
вешенность может привести к суще­
ственному повышению уровня виб­
рации. Для предотвращения подоб­
ных явлений всеми заводами-изготовителями производится тщательный
расчет роторов турбин и генерато­
ров по всем собственным формам
колебаний вала.
Однако выполнение расчетов
весьма затрудняется из-за недостат­
ка исходных данных о влиянии упру­
гости масляной пленки, податливо­
сти опор и т. п. Вследствие этого
действительная критическая частота
вращения турбоагрегата, определяе­
мая экспериментальным путем, ино­
гда оказывается в значительном не­
соответствии с расчетной. Это при­
водит к тому, что на ряде турбо­
агрегатов рабочая частота вращения
находится в области второй крити­
ческой частоты, что существенно
увеличивает уровень вибрации на
рабочих частотах. В первую очередь
это относится к генераторам, имею­
щим весьма большой вес ротора,
приходящийся на единицу длины
вала. У этих агрегатов уже расчет­
ная вторая критическая частота на­
ходится вблизи рабочей частоты, и,
если учесть, что неточность исход­
ных данных влияет в первую оче­
редь на высшие критические часто­
ты вала, можно прийти к выводу,
что попадание в резонанс на рабо­
чих частотах у этих машин весьма
вероятно.
Как показывает эксперимент,
для ряда генераторов отстройка
действительной второй критической
частоты от рабочей не превышает
4—8 %
(ТВ2-150-2,
ТВФ-200-2,
ТГВ-200), что нельзя считать удовлетворительным.
У некоторых генераторов, а также у
большинства турбин вторая критическая ча­
стота лежит выше рабочих частот вращения.
В этом случае существует опасность посте­
пенного снижения резонансной частоты си­
стемы за счет уменьшения жесткости опор
в процессе длительной эксплуатации турбо­
агрегата. Этому процессу в значительной ме­
ре способствует повышенный уровень вибра­
ции турбоагрегата.
Рассматривая вопрос о влиянии крити­
ческих частот на работу агрегата, необходи­
мо отметить, что с переходом в крупных аг­
регатах на применение жестких муфт и ог­
раниченного числа опор возрастает влияние
жесткой связи м еж ду валами на критиче­
скую частоту вращения всего валопровода.
Хотя критические частоты валопровода и
в этом случае определяются в основном ре­
зонансными колебаниями отдельных валов,
жесткая связь м еж ду роторами и отсутст­
вие промежуточных опор вызывают допол­
нительные резонансы. При этом наблюдается
заметное повышение критических частот ва­
лопровода относительно резонансов несвя­
занных роторов. Все эти обстоятельства
должны быть учтены при отстройке вала
от резонансной частоты вращения. П о д а н ­
ным ряда наладочных организаций, мини­
мально допустимая отстройка вала от резо­
нансной частоты вращения при второй резо­
нансной частоте долж на быть не менее 10 /о-
Из всех причин, возбуждающих
колебания турбоагрегата, наименее
изученной и наиболее опасной счи­
тается низкочастотная вибрация,
обусловленная потерей устойчивости
вала на масляной пленке. Эти коле­
бания относятся к разряду автоко­
лебаний и вызываются гидродина­
мическими силами, возникающими
чальном отклонении снова на кривую устой­
чивого равновесия О— 0 4. Второй вид прецесии (колебания в точке 0 /7) соответствует
установившимся малым колебаниям цапфы
вокруг
положения
устойчивого
равно­
весия.
Возникновение
таких
колеба­
ний свидетельствует о достижении гра­
ницы устойчивости, переход через которую
приводит к возбуждению нарастающей пре­
цессии (колебания в точке О"'). Нарастаю­
щая прецессия вызывает интенсивные коле­
бания цапфы, амплитуда которых может д о ­
стигнуть разрушительной величины. Колеба­
ния вала, передаваясь через масляный слой,
в свою очередь возбуждают значительную
низкочастотную вибрацию подшипника.
Рис. 3-18. Всплытие вала на масляной плен­
ке подшипника.
в масляном клине подшипников,
вследствие чего этот тип вибрации
получил название «масляной» виб­
рации.
Этот вид вибрации еще недостаточно
изучен, и четких представлений о причине ее
возникновения нет. Эксперименты показыва­
ют, что она не связана с механической не­
уравновешенностью ротора, а зависит в ос­
новном от динамических характеристик ма­
сляного слоя, описывающих его упругие и
демпфирующие свойства, а также от распо­
ложения оси вала относительно расточки
вкладыша. Как известно, у неподвижного
ротора центр цапфы располагается под цен­
тром расточки вкладыша 0 { со статическим
эксцентриситетом б0 (рис. 3-18,а). При вра­
щении вала м еж ду цапфой и вкладышем о б ­
разуется масляный слой, на котором вал
всплывает в направлении вращения. С уве­
личением скорости вращения центр цапфы
перемещается по дуге О—Оь являющейся
линией подвижного равновесия цапфы, и экс­
центриситет б уменьшается. Теория и экс­
перименты показывают, что в случае зна­
чительного всплывания вала, когда 6 ^ 0 , 76о,
вал теряет устойчивость и начинает переме­
щаться относительно своего равновесного
положения на линии подвижного равнове­
сия Оо— 0\. Эти перемещения происходят
по замкнутой траектории и носят название
прецессии вала.
Угловая скорость этой прецессии, т. е.
частота колебаний цапфы, близка к поло­
винной частоте вращения или к первой кри­
тической скорости вала. Обычно эта частота
лежит м еж ду критическими скоростями си­
стемы «ротор — опоры» в направлении ее
осей максимальной и минимальной жестко­
сти.
Прецессия может быть трех видов: зату­
хающая, установившаяся и нарастающая
(рис. 3-18,6). Первый вид прецессии (коле­
бания в точке О') не может считаться опас­
ным, поскольку затухающий процесс колеба­
ний приводит центр цапфы при любом на-
Длительный опыт эксплуатации*
а также результаты эксперимента
показывают, что возбуждение низко­
частотных колебаний зависит в ос­
новном от температуры
масла*
окружной скорости шейки вала и
удельного давления на подшипник.
Уменьшение удельного давления на
подшипник, а также увеличение ‘вяз­
кости масла и окружной скорости
действуют благоприятно на возник­
новение и развитие низкочастотной
вибрации.
Уменьшение удельного давления
на подшипник в процессе эксплуата­
ции может 'быть вызвано:
а) износом баббита нижней по­
ловины вкладыша и увеличением
вследствие этого площади опоры
•вала;
б) уменьшением нагрузки от ро­
тора на подшипник из-за неправиль­
ной центровки роторов, дефектов
соединительных муфт или «непра­
вильного теплового расширения ци­
линдров;
в) неправильной
очередностью*
открытия регулирующих клапанов*
вследствие чего возникает паровое
усилие, отжимающее ротор вверх и
разгружающее тем самым подшип­
ник от веса ротора.
Одной из распространенных при.
чин, вызывающих «масляную» виб­
рацию в крупных агрегатах, являет­
ся заниженная температура масла
на входе в подшипник. Испытания,
проведенные на ряде машин, выяви­
ли вполне определенную зависи­
мость амплитуды низкочастотной
мим
зующегося на верхней половине
вкладыша. Верхний масляный клин
хорошо демпфирует возникшие ко­
лебания и, кроме того, увеличивает
давление на цапфу, устраняя пер
причину возникновения «масляной»
вибрации. Дальнейшим развитием
этой идеи следует считать создание
подшипников с разрезным верхним
вкладышем, где удается создать не
один,
а
несколько
масляных
клиньев.
Особую группу причин, вызываю­
щих вибрацию турбоагрегата, со­
ставляют возмущающие электромаг­
нитные силы. Эти силы являются
следствием нарушения электромаг­
нитной симметрии генератора и су­
щественно зависят от электрической
нагрузки. На холостом ходу турбо­
генератора при снятом возбуждении
эти силы отсутствуют, что позволяет
легко отличить их от возбуждающих
сил, вызванных механическими при­
чинами.
электромагнитной
Нарушение
симметрии генератора может быть
вызвано:
а) витковыми замыканиями в ро­
торе;
б) неравномерностью воздушно­
го зазора между статором и бочкой
ротора;
изменением
®) периодическим
силы магнитного притяжения меж­
ду вращающимся ротором и стато­
ром, обусловленным конечным чис­
лом полюсов.
Витковые замыкания в роторе
генератора являются наиболее рас­
пространенным источником колебаО
Рис. 3-І9. Зависимость амплитуды низко­
частотной вибрации от температуры масла.
1 . 2 — номера подшипников.
составляющей колебаний подшип­
ников от температуры масла.
На рис. 3-19 представлен график
зависимости амплитуды колебаний
подшипников генератора ТГВ-200
от температуры масла. Как видно из
графика, увеличение температуры
масла с 43 до 53°С, что соответ­
ствует изменению его вязкости при­
мерно в 1,5 раза, снижает уровень
низкочастотной вибрации в 5—6 раз.
Проблема борьбы с низкочастот­
ной вибрацией особенно остро воз­
никла в связи с освоением турбо­
агрегатов большой мощности, где
высокая окружная скорость цапфы
создает благоприятные условия для
возникновения этого типа автоколе­
баний. Д ля решения этой проблемы
в последнее время в конструкцию
опорных подшипников крупных ма­
шин вносится ряд конструктивных
изменений. Одним из мероприятий
является уменьшение относительной
длины подшипника для увеличения
удельного давления на масляный
клин. Вторым, весьма эффективным,
мероприятием является замена цилиндричеокой расточки вкладышей
овальной
(«лимонподшипника
ной») расточкой (рис. 3-20). При та­
кой расточке верхний зазор в под­
шипнике делается примерно в 2 ра­
за меньше бокового.
Это приводит к возникновению
еще одного масляного клина, обра-
Ъ
Рис. 3-20. Типы расточек вкладышей под
шипников.
о — нормальная; б — «лимонная».
нии, идущих от генератора. Практи­
ка показывает, что многие генера­
торы работают с витковыми замы­
каниями в обмотке ротора. Наличие
короткозамкнутых витков искажает
распределение общего магнитного
потока ротора, что привбДит к появ­
лению несимметричных сил притя­
жения ротора к статору. Эти силы
всегда направлены вдоль оси полю­
сов и по своему характеру идентич­
ны силам от механической неурав­
новешенности ротора. Односторон­
няя электромагнитная сила притя­
жения вызывает синусоидальные ко­
лебания ротора и подшипников
с оборотной частотой. Вторым след­
ствием витковых замыканий в об­
мотке ротора является несимметрич­
ный нагрев ротора по сечению, что
может вызвать его тепловой прогиб
и возбудить вибрацию чисто меха­
нического характера.
Неконцентричное расположение
бочки ротора в расточке статора
также приводит к появлению перио­
дической силы, вызывающей колеба­
ния ротора и статора. Эта сила в от­
личие от предыдущей имеет двой­
ную оборотную частоту. Основными
причинами появления неравномерно­
го воздушного зазора являются есте­
ственный прогиб ротора под дей­
ствием собственного веса и смеще­
ние его в процессе центровки с рото­
ром турбины. При работе генерато­
ра ротор всплывает на масляной
пленке, и, кроме того, зазор может
меняться вследствие вибрации рото­
ра из-за механической неуравнове­
шенности.
Все эти причины устранить нель­
зя, однако практика показывает, что
в нормальных условиях эти вибра­
ции имеют малую амплитуду и опас­
ности не представляют. Если же ак­
тивная сталь сердечника запрессо­
вана неудовлетворительно или кон­
струкция корпуса статора не обла­
дает достаточной жесткостью, мо­
жет возникнуть значительная вибра­
ция статора. По данным испытаний
турбогенератора ТВ2-100-2 в отдель­
ных случаях на корпусе статора и
торцевых щитах наблюдались сину­
соидальные колебания с частотой
100 Гц и двойной амплитудой 100—
150 мкм.
Ускорения,
а
следовательно,
инерционные силы, действующие на
элементы статора при наличии по­
добных высокочастотных колебаний,
весьма велики, и это может приве­
сти к усталостному разрушению кре­
пящих деталей, сварных швов, тру­
бок газоохладителей и т. и. Вибра- ^
ция статора еще более усиливается,
если в обмотке ротора имеются ко­
роткозамкнутые витки.
Рассматривая вопросы, связан­
ные с колебаниями статоров генера­
торов, нельзя не отметить еще один
источник возбуждения колебаний —
неравномерность сил взаимного при­
тяжения ротора и статора по окруж­
ности.
Для двухполюсных генераторов
сила взаимодействия между ротором
и статором изменяется по окружно­
сти на ± 3 3 % ореднего значения,
причем максимальная сила взаимо­
действия превышает минимальную
в 2 раза. С увеличением числа по­
люсов неравномерность силы притя­
жения ротора и статора уменьшает­
ся. Так, для четырехполюсной маши­
ны эта неравномерность по отноше­
нию к средней (величине составляет
± 6 ,7 % , а для восьмиполюсной —
менее ± 2 % .
Для большинства современных
турбогенераторов с рабочей часто­
той вращения 3000 об/мин рассма­
триваемая
возбуждающая
сила
имеет двойную оборотную частоту.
Повышенная вибрация статора (с ча­
стотой 100 Гц) передается через
фундамент подшипникам генерато­
ра, накладываясь на колебания ос­
новной оборотной частоты.
Определение причин, вызывающих ви­
брацию современного турбоагрегата, — за д а ­
ча весьма сложная. Эта работа обычно вы­
полняется научно-исследовательскими, нала­
дочными и ремонтными
организациями,
имеющими квалифицированный персонал и
всю необходимую аппаратуру.
Для анализа источников повышенной
вибрации снимаются характеристики: скоро­
стные, режимные, контурные.
Скоростная характеристика (рис. 3-21)
представляет собой зависимость амплитуды
и фазы вибрации или отдельных ее состав­
ляющих от частоты вращения ротора. Из
полигармонических колебаний обязательно
выделяются основная гармоника оборотной
частоты и низкочастотные составляющие.
По скоростной характеристике определяют
вид неуравновешенности ротора и формы
вынужденных колебаний при различных ча­
стотах вращения. При помощи скоростных
характеристик выявляются также нелиней­
ные источники возбуждения повышенной ви­
брации.
■’ 44
Режимные характеристики представляют
собой зависимость вибрации от режима ра­
боты машины: тепловой и электрической на­
грузки, теплового состояния турбины, ваку­
ума, температуры масла и т д. Некоторые
из этих характеристик
приведены
на
рис. 3-17 и 3-19. Подобные характеристики
позволяют определить раздельное влияние
каждого из режимных факторов на вибра­
цию машины.
Контурные характеристики (рис. 3-22)
показывают изменение вибрации по контуру
исследуемого элемента, что позволяет оце­
нить ослабление жесткости вибрирующей
системы. При помощи контурных характери­
стик обнаруживается ослабление крепления
подшипников к фундаментной плите или
плиты к фундаменту. П о виду характери­
стики могут быть выявлены такие дефекты,
как глубокие трещины в элементах опоры
и фундамента. В программу исследований
входит также контроль ряда узлов и эле­
ментов машины, являющихся обычным источ­
ником возбуждения колебаний. Проверке
подвергаются центровка роторов, состояние
соединительных муфт, шеек роторов и под­
шипников. Если вибрационные характери­
стики указывают на значительную неуравно­
вешенность ротора, вал проверяется инди­
катором на прогиб, после чего производится
балансировка роторов. В тех случаях, ког­
да исследованиями выявлена заметная за ­
висимость вибрации от тока возбуждения
или температуры ротора генератора, произ­
водится контроль обмотки ротора на отсут­
ствие витковых замыканий.
мкм
60
О
,
—і—і—і—і—і_і_I—і_і_I 1 « I I
2Ь0 160 80 О 80 160 2Ь0
у ,град
/2 0 80
2А мкм
ЬО 80 120
2А. мнм
Рис. 3-22. Контурная вибрационная харак­
теристика (стрелками указаны места за­
меров) .V
2А — двойная амплитуда колебаний; <р — угол
сдвига фаз.
Отметим, что для определения причин
вибрации первостепенную роль играет по­
стоянный эксплуатационный контроль за
вибрацией подшипников и других узлов аг­
регата. Постоянный контроль позволяет
учесть целый ряд режимных факторов, не­
посредственно влияющих на величину ви­
брации, а также проследить динамику на­
растания вибраций в процессе эксплуатации
в течение межремонтного периода.
В заключение следует сказать,
что поскольку уровень вибрации яв­
ляется важнейшим объективным по­
казателем эксплуатационной надеж­
ности оборудования, нормы допусти,
мой вибрации постоянно пересмат­
риваются в сторону уменьшения ам­
плитуды колебаний.
3-7. ЗАНОС СОЛЯМИ ПРОТОЧНОЙ ЧА­
СТИ ТУРБИНЫ. КОНТРОЛЬ И МЕРЫ
БОРЬБЫ С ЗАНОСОМ
Необходимым условием надеж­
ной и экономичном работы паровых
турбин является периодический кон­
троль за возможным заносом соля­
ми их проточной части. Выпадение
из пара твердых осадков может су­
щественно исказить рабочий процесс
расширения пара в турбине, поскольку при осаждении солеи в ка­
налах сопл и лопаток ступеней про­
исходит перераспределение тепло­
вых перепадов по ступеням турбины
и все ступени, как занесенные, так и
чистые, начинают работать в нерас­
четном режиме. При этом в особо
и
/ООО
то
3000 об/мин
Рис. 3-21. Скоростная вибрационная харак­
теристика.
/, 2 — номера подшипников; 2А — двойная ампли­
туда колебаний; ф — угол сдвига фаз.
неблагоприятных условиях находит­
ся последняя занесенная солями сту­
пень.
Занос солями каналов сопл и ло­
паток приводит к сужению их сече­
ния и как следствие этого к увели­
чению перепада давлений «а диски
и диафрагмы ступеней. Увеличение
теплового перепада на диафрагмы
приводит к повышению напряжений
в них и увеличению утечек через
диафрагменные уплотнения. Увели­
чение перепада на рабочих лопат­
ках и дисках вызывает перегрузку
упорного подшипника паровой тур­
бины. Кроме того, повышение реак­
ции ступени неизбежно вызывает
увеличение утечек через разгрузоч­
ные отверстия в дисках и через бан­
даж рабочих лопаток. Выпадение
твердых осадков в каналах сопл и
лопаток увеличивает шероховатость
стенок каналов, вследствие чего воз­
растают профильные потери облопачиваяия, особенно в головных сту­
пенях. Занос солями лабиринтовых
уплотнений приводит к уменьшению
размеров камер между гребешками
и ухудшению эффективности рабо­
ты этих элементов. При этом могут
увеличиться утечки как через кон­
цевые, так и через диафрагменные
уплотнения. Все это приводит к за­
метному ухудшению к. п. д. турби­
ны даже при незначительной вели­
чине солевого заноса.
По данным Донецкого отделения
О РГРЭ С , отложение 1 кг солей
в проточной части ЦВД турбины
К -100-90 приводит к снижению
к. п. д. этого отсека на 1% (абсо­
лютный). Это приводит к повыше­
нию удельного расхода тепла турбо­
установки на 0,5% или к годовому
перерасходу 1500 т условного топли­
ва. Для турбины К-300-240 1% за ­
носа проходного сечения лишь ЦВД
приводит к перерасходу 2450 т
условного топлива в год.
Отложение солей в каналах сопл
и рабочих лопаток уменьшает про­
ходные сечения для пара, что при
неизменном начальном давлении
приводит к сокращению расхода па­
ра и снижению мощности туроины.
Кроме того, при значительном зано­
се проточной части приходится огра­
ничивать нагрузку из-за опасности
повреждения диафрагм и упорного
подшипника турбины. Солевой за­
нос элементов парораспределения
нарушает нормалньую работу орга­
нов парораспределения турбины и
может привести к разносу турбины
при зависании стопорных и регули­
рующих клапанов. Такое явление
может иметь место при заносе соля­
ми штоков клапанов. Особо благо­
приятные условия для зависания
имеет стопорный клапан, поскольку
он длительное время находится в не­
подвижном состоянии. Имеются све­
дения о ряде аварий, связанных
с разносом турбин вследствие зано­
са солями штоков стопорных клапа­
нов и отказа их в работе. Хотя та­
кие аварии, вызванные грубейшими
нарушениями режима эксплуатации,
в настоящее время почти не встре­
чаются, занос солями проточной ча­
сти турбин остается постоянно дей­
ствующим фактором.
Соли в турбину попадают из ко­
тельного агрегата вместе с паром.
Причиной солевого заноса могут
быть чрезмерное напряжение зерка­
ла испарения барабана котла, не­
удовлетворительная работа сепара­
торных устройств котла, резкие набросы нагрузки, резкий подъем
уровня воды, вспенивание воды на
поверхности зеркала
испарения,
ухудшение водного режима.
Ухудшение водного режима уста­
новки является наиболее распрост­
раненной причиной солевого заноса
современных блочных турбин. Оно
может явиться следствием недоста­
точной производительности и нека­
чественной работы конденсатоочистки, гидравлической неплотности
конденсатора, неудовлетворительно­
го качества вторичного пара испа­
рителей, коррозии пароводяного
тракта, коррозии латунных трубок
конденсатора и подогревателей низ­
кого давления, первоначальной за ­
грязненности парового тракта.
Соли, оседающие 'в ‘Проточной ча­
сти турбины, можно разделить на
водорастворимые соли >и соли, не­
растворимые или плохо растворимые
в воде. К первой группе относятся
соединения натрия (Ыа2С 0 3, Ма25 0 4,
^азРОі, N811003), сернокис­
лый кальций (С а 5 0 4), фосфаты
(Р2О5). К нерастворимым и плохо
растворимым в воде относятся сое­
динения меди (Си20 , СиО), железа
(Ғе20 3), кальция (С аС 03, С а 0 ),м згния (МдО), злюминия
(АІ 2О 3 ) ,
кремния (5Ю2).
Для турбин низкого и среднего
дзвления хзрактерным является за­
нос водорастворимыми солями. Эти
соли попздзют в проточную чзсть
машины в основном зз счет капель­
ного уноса частиц жидкости с по­
верхности испзрения. На величину
уноса, помимо концентрации солей
в котловой воде, оказывзют влияние
рзбота сепарирующих устройств, на­
пряжение зеркалз испарения, ско­
рость изменения нагрузки и другие
режимные факторы. Место выпаде­
ния водорастворимых солей в тур­
бине ззвисит от их состава и усло­
вий рзботы турбоагрегата. Чаще
всего эти соли выпадают в области
ступеней среднего давления. Отме­
чались также случаи заноса водо­
растворимыми солями ступеней вы­
сокого давления, однако в области
влажного пара эти соли не отклады­
ваются.
С переходом на пар высоких па­
раметров в составе солей, оседаю­
щих в турбине, увеличивается доля
нерастворимых и слаборастворимых
в воде соединений. Эти соединения
попадают в турбину за счет молеку­
лярного уноса, возникающего вслед­
ствие растворимости отдельных со­
лей и окислов в сухом насыщенном
паре высокого давления.
Соли, растворенные в паре, нахо­
дятся в нем в состоянии равновесия,
причем концентрация этих солей за ­
висит, помимо их состава, от давле­
ния и температуры пара. В процес­
се расширения в турбине парамет­
ры пара изменяются и растворенные
в нем соли оказываются в перена­
сыщенном состоянии. В этом случае
и происходит выпадение из пара со­
лей в виде твердого кристаллическо­
го осадка.
Зона осаждения тех или иных со­
лей в турбине определяется пара­
метрами пара по ступеням машины,
однако ввиду того, что пар прохо­
дит проточную часть турбины очень
быстро (0,05—0,01 с), эти соедине­
ния будут выпадать не только по
достижении предела растворимости,
но и на лопатках последующих сту­
пеней. ,
‘
Анализ твердых отложений в про­
точной части турбины позволяет
установить связь между составом
выпадающего осадка и начальными
параметрами пара. Если основным
компонентом в отложениях турбин
среднего давления были легкораст­
воримые соли натрия, то с перехо­
дом на давление пара 8,8 МПа
(90 кгс/см2) основной составляющей
в твердых осадках является окись
кремния (5Ю2). В блоках на давле­
ние 13,7 МПа (140 кгс/см2) наряду
с кремнекислотой значительное ме­
сто в твердых осадках занимает
окись железа ((Ғе20 3), а в паре
сверхкритических параметров появ­
ляются в больших количествах сое­
динения меди. Эти соединения яв­
ляются продуктом аммиачной корро­
зии латунных трубок конденсатора
и подогревателей низкого давления.
Занос турбины окислами меди осо­
бенно неприятен тем, что эти соеди­
нения выпадают в головной части
турбины, где размеры сопл и лопа­
ток малы и влияние отложений осо­
бенно велико.
Из числа водонерастворимых от­
ложении своеобразной характери­
стикой обладают окислы железа.
Растворимость их в паре уменьша­
ется со снижением давления и уве­
личивается при снижении темпера­
туры. Так как в турбине процесс
снижения давления сопровождается
уменьшением температуры, раство­
римость окислов железа в процессе
расширения пара в турбине изменя-
Ступени ЧВД
Ступени ЧСД
Рис. 3-23. Примерный состав отложений и их распределение по проточной
сверхкритических параметров.
ется мало. Это приводит к равно­
мерному распределнию железоокисных отложений по всем ступеням
турбины, работающим в области пе­
регретого пара. Осаждение этих сое­
динений наблюдается в основном на
внутренней поверхности бандажа
рабочих лопаток. Появление в осад­
ках соединений алюминия свиде­
тельствует о присосах сырой ] оды
в конденсатор турбины.
На рис. 2-23 приводятся пример­
ный состав солей и их распределе­
ние по проточной части турбины
сверхкритических параметров.
Общим свойством водонерастворимых солеи является способность
чрезвычайно плотно соединяться
с металлом турбины, что вызывает
большие затруднения даже при ме­
ханической очистке проточной ча­
сти машины. Что касается водораст­
воримых солей, то они образуют бо­
лее рыхлые соединения, которые
сравнительно легко удаляются при
механической очистке. Кроме того,
в процессе частых пусков и остано­
вок турбоагрегата происходит «самопромывка» проточной части тур­
части турбины
бины, и агрегат частично очищается
от водорастворимых солей.
Особые трудности в борьбе с со­
левым заносом возникают в уста­
новках сверхкритического давления.
Это связано как с ростом давления,
увеличивающим растворяющую спо­
собность пара, так и с применением
прямоточной схемы котлоагрегата.
Несмотря на весьма жесткие нормы
солесодержания питательной воды
и пара для котлов этого типа, зано­
са солями проточной части турбины
избежать не удается, поскольку че­
рез турбины мощностью 300 МВт и
выше проходит чрезвычайно боль­
шое количество пара. Отметим так­
же, что, несмотря на рост мощно­
стей, размеры сопл и лопаток в го­
ловной части турбины остаются все
же достаточно малыми, и осаждение
твердых частиц на этих элементах
оказывает существенное влияние на
экономичность и надежность рабо­
ты агрегата.
Для контроля за солевым зано­
сом проточной части турбины не ре­
же 1 раза в месяц должна произво­
диться проверка величины давления
в контрольных ступенях при нагруз­
ке более 50% по расходу пара. От­
носительное повышение давления
в контрольных ступенях в процен­
тах определяется по формуле
АРконтр
Рзан — Рчист
Рчист
• 100,
(3-17)
где Рзан и рчист — давления в одних
и тех же контрольных ступенях при
занесенной и чистой проточной ча­
сти.
Согласно ПТЭ Лрконтр не должно
превышать следующих величин:
Давление пара перед турби­
ной
МПа
Д о 3 ,4 3
8 ,8
12,75
кгс/см9
35
90
130 и выше
Повышение давле­
ния по ступеням.
%
15
10
10 для Ц В Д ,
15 для ЦСД
При этом абсолютное давление
в контрольных ступенях турбины не
должно превышать предельных ве­
личин, установленных заводом-изготовителем.
В качестве контрольной ступени
чаще всего выбирают первую нере­
гулируемую ступень и замеряют дав­
ление в камере регулирующей ступе­
ни. Это дает возможность контроли­
ровать все ступени после регулирую­
щей, поскольку занос солями любой
промежуточной ступени неизбежно
вызовет повышение давления в каме­
ре регулирующего колеса. Однако по
мере удаления занесенной ступени
от места контрольного замера давле­
ния влияние заноса на показания
контрольного
манометра
будет
уменьшаться. Поэтому целесообраз­
но иметь ряд контрольных точек для
замера давления в различных сту­
пенях ЦВД и ЦСД. Это позволяет
более точно определять величину и
место заноса. Определение места за ­
носа в свою очередь дает возмож­
ность приблизительно оценить со­
став отложений и выбрать на осно­
вании этого способ очистки проточ­
ной части.
100
105
110
115
120
125град
Рис.
3-24.
Внутренний
относительный
КП Д турбины К-100-90 Л М З до и после
промывки.
— опыты до промывки; О — опыты после про­
мывки; 1 — максимальный уровень ҚПД.
Все замеры давления в кон­
трольных ступенях должны произво­
диться при постоянных расходах па­
ра через контролируемый отсек при
номинальных начальных параметрах
пара и включенных отборах. При
проведении испытаний необходимо,
чтобы расход воды через регенера­
тивные подогреватели также был
постоянным, поскольку это обеспе­
чивает постоянный расход пара в ре­
генеративные отборы. Это положе­
ние особенно касается турбин с ре­
гулируемыми отборами пара, по­
скольку у конденсационных турбин
расход воды через систему регенера­
ции определяется только электриче­
ской нагрузкой агрегата. При посто­
янстве расхода воды через систему
регенерации сравнительные измере­
ния давления в контрольных ступе­
нях можно производить при одина­
ковых углах поворота кулачкового
вала системы парораспределения
или одинаковых подъемах клапанов
с индивидуальными сервомоторами.
В последнее время были рекомендованы
более точные способы определения солевого
заноса, разработанные Донецким отделени­
ем ОРГРЭС [39]. По этому методу занос
проточной части, работающей в области пе­
регретого пара, может выявляться путем пе­
риодического определения внутреннего от­
носительного к. п. д. различных отсеков.
Для этого при постоянных расходах паря
или постоянном положении регулирующих
клапанов производится замер давлений и
температур до и после контролируемого от­
сека. Внутренний относительный к. п. д. отсека определяется путем нанесения процес­
са на і = 5 диаграмму.
На рис. 3-24 представлены графики вну­
тренних относительных к. п. д. Ц В Д турби­
ны К-100-90 при чистой и занесенной про­
точной части. По оси абсцисс отложен угол
поворота кулачкового вала системы паро­
распределения.
Предложенный метод позволяет выяв­
лять весьма умеренные заносы, которые не­
доступны определению методом замеров
давления в контрольных ступенях турбины.
Одним из признаков заноса про­
точной части турбины солями и дру­
гими отложениями является увели­
чение температуры колодок упорно­
го подшипника. При значительных
заносах повышается также темпера­
тура сливного масла с упорного под­
шипника.^
Для поддержания на высоком
уровне экономичности турбоагрега­
та необходима систематическая очи­
стка проточной части турбин от от­
ложений.
В практике эксплуатации нашли
применение четыре способа очистки
проточной части турбин:
а) механический способ приоста­
новленной и вскрытой турбине;
б) промывка горячей водой при
вращении ротора турбины на валоповороте;
в) промывка влажным паром па
оборотах при отключенной от сети
турбине;
г) промывка влажным паром под
нагрузкой.
Все перечисленные способы мо­
гут сочетаться с химическими мето­
дами удаления отложений.
Способ механической очистки может
быть применен на остановленной и вскры­
той турбине. Очистка сопл и лопаток произ­
водится скребками, металлическими щетка­
ми, наждачным полотном. Кроме этих руч­
ных операций, может быть применена про­
дувка каналов сопл и лопаток воздухом
с тонким сухим песком или золой, промыв­
ка горячим конденсатом из брандспойта.
Д л я удаления водонерастворимых соедине­
ний, особенно плотно соединяющихся с ме­
таллом, практикуется помещение диафрагм
в ванны со слабым раствором кислот и ще­
лочей (с последующей пассивацией и про­
мывкой) Аналогично может быть обработан
и лопаточный аппарат. Для очистки проточ­
ной части от окислов меди производится о б ­
работка поверхностей смесью раствора ам­
миака и карбоната аммония при температу­
ре 75— 80°С. Однако все эти мероприятия
связаны с остановом турбины и вскрытием
цилиндров. Поэтому такой метод может
быть применим только во время капиталь­
ных ремонтов, когда производится вскрытие
цилиндров для ремонтных работ.
При текущих ремонтах, не связанных
с вскрытием цилиндров, можно производить
промывку проточной части путем подачи
в корпус турбины горячего конденсата. Р о ­
тор турбины при этом должен вращаться от
валоповорота. Горячий конденсат заливает­
ся до расточек уплотнений. При наличии от­
ложений, состоящих из кремнекислоты, д а ­
ется присадка едкого натра. Если лопатки
выполнены из аустенитной стали, то в каче­
стве присадки применяется тринатрийфосфат.
При наличии железистых и медистых от­
ложений промывку производят раствором
гидразина и трилона Б
(двунатриевая
соль). Такой способ промывки требует не­
значительного расхода химикатов, однако
у него имеется и большое количество отри­
цательных моментов. П реж де всего такую
промывку нельзя применять часто, посколь­
ку это связано с длительным выводом аг­
регата из работы, поэтому этот метод мо­
жет быть рекомендован только при остано­
ве турбины на длительный срок (ремонт,
проведение наладочных работ, вывод в хо­
лодный резерв и т. д.). При недостаточном
контроле за режимом промывки вода из
корпуса турбины по валу может попасть
в подшипники и обводнить масло. Это осо­
бенно опасно при химической промывке. О д­
нако важнейшим недостатком такого спосо­
ба очистки проточной части является то, что
в этом случае верхние половины диафрагм
не промываются.
В настоящее время разработаны
более совершенные и современные
способы очистки проточной части
турбины — промывки влажным па­
ром на оборотах. При таком способе
эффективность промывки значитель­
но возрастает за счет наличия та­
кого важного фактора, как механи­
ческое воздействие струи влажного
пара на элементы проточной части
турбины. При промывке турбины на
оборотах сопла и лопатки омывают­
ся потоком влажного пара, имеюще­
го высокую скорость. Процесс раст­
ворения солей при этом идет весь­
ма интенсивно. Высокая скорость
пара также интенсифицирует хими­
ческую промывку проточной части
при добавке в пар химических раст­
ворителей.
Промывка турбины на понижен­
ных оборотах с отключением генера­
тора от сети проводится, как прави­
ло, при химической очистке проточ­
ной части, так как малый расход
пара позволяет создать подходящую
концентрацию реагентов в паре при
достаточно умеренном их расходе.
іВ качестве реагентов обычно приме­
няются щелочи и гидразингидрат.
Частота вращения, при которой р а ­
ботает турбина, составляет от 1800
до 2500 об/мин. Пар, поступающий
в турбину, должен иметь температу­
р у насыщения или слабую степень
перегрева.
В установках неблочного типа
понижение температуры пара и его
увлажнение
производится
путем
впрыска питательной воды в глав­
ный паропровод с помощью специ­
ального увлажнительного устройст­
ва. В блочных установках необходи­
мое состояние пара достигается за
2чет снижения тепловыделения в топ<е и использования всех имеющихся
эксплуатационных
и
аварийных
зпрысков. Д авление пара перед сто­
торным клапаном определяется из
/словий полного открытия всех реулирующих клапанов турбины.
Метод промывки на пониженных
оборотах может такж е применяться
три промывке турбоагрегата от по­
стороннего источника пара.
Промывка влажным паром блочш х турбин с промперегревом имеет
важный недостаток: соли, вымытые
« Ц В Д , частично оседают в проме­
жуточном перегревателе. При дальтейших
пусках
они
выносятся
3 Ц СД , засоряя проточную часть, а
іастично остаются в промперегрева1пелё, увеличивая опасность пережоа труб. По этой причине после про­
мывки турбины возникает необходи­
мость в промывке промежуточного
тароперегревателя. Это создает доюлнительные трудности и увеличи*ает время вывода блока из нор­
мальной эксплуатации. В особо не­
благоприятных условиях в этом от­
ношении находится блок с однокортусным котлом. Д л я промывки п а­
роперегревателя в этом случае необ­
ходима остановка турбины.
И звестен
метод
промывки
турбины
^лажным паром с отсеченным вторичным
гароперегревателем [21]. Д л я этого м е ж д у
голодной и горячей ниткой промперегрева
ірезается линия, по которой загрязненный
іар во время промывки поступает в Ц С Д
линуя вторичный пароперегреватель. Р абота
котла в эт о м случае' у ж е н евозм ож на, и
пар на промывку поступает от постороннего
источника. Таким источником м ож ет быть
деаэратор блока, питаемый от станционной
паровой магистрали через .РОУ.
На рис.' £-25 представлена схема про­
мывки турбогенератора мощностью 150 М В т
от
деаэр атора
давлением
0,588
МПа
(6 кгс/см2): Условия такой промывки весь­
ма стабильны, поскольку давление перед
турбиной
п оддер ж и в аете#
автоматически
регулятором давления, а температура пара
равна температуре насыщения при данном
давлении. Этим ж е сп особом м ож н о прово­
дить и химическую промывку турбины.
При таком начальном давлении т у р б и ­
на не м ож ет нести электрическую нагрузку
и работает на пониженном, числе, оборотов.
П о этом у ж е принципу проводится п р о­
мывка турбин от потушенных котлов.
Самым распространенным в н а­
стоящее время методом промывки
является промывка влаж ны м паром
под нагрузкой. В этом случае турби­
на не только не отключается от п а ­
раллельной работы, но и несет часть
нагрузки (до 25— 3 0 % ), что увели­
чивает ее степень готовности и об­
легчает покрытие дефицита мощно­
сти в энергосистеме. Кроме того,
большое количество влажного пара,
проходящего через турбину, увели­
чивает интенсивность промывки про­
точной части.
Промывка турбин влаж ны м п а ­
ром под нагрузкой применяется
в настоящее время повсеместно, не­
зависимо от типа турбины и п а р а ­
метров пара. При таком способе про­
мывки наиболее эффективно вымы­
ваются водорастворимые соли. О д­
нако, как показы вает практика, по­
путно удаляется и часть водонераст­
воримых соединений, таких, к а к
кремнекислота и д а ж е окислы ж е л е ­
за. Это объясняется тем, что после
того, к ак водорастворимые соли,
сцементировавшие все отложения
в монолитную м ассу, вымываются,
оставш иеся осадк и становятся пори­
стыми, хрупкими и могут м ехани че­
ски удаляться струей пара. К ром е
того, при р асхол аж и в ан и и турбины
происходит растрескивание о т л о ж е ­
нии за счет разности коэф ф ициентов
линейного
расш ирения
твердого
осад к а и м еталла. Это т а к ж е о б л е г ч а ­
ет механический ун ос нерастворим ы х
Рис. 3-25. Схема промывки блока К-150-130 от деаэратора.
І Г ”^ еаэРат°Р» 2 — ГПЗ; 3 - стопорный клапан; 4 — линия холодного промперегрева; 5 — линия гооячеВ Д В в Ж Л І - ° Г еЧНЬТе *слапаны промперегрева; 7 — уравнительная паровая линия деаэраторов;
подвод пара от отбора турбины; 9 — подвод пара от РОУ соседнего блока; 10 — перемычка
?,олодного и горячего промперегрева; / / - л и н и я подачи пара для промывки турбпи арматура)
~ линии основного конденсата (пунктиром обозначены вновь смонтированные линии
соединений. При большом количест­
ве в отложениях солей натрия высо­
кая щелочность пара связывает
кремнекислоту, образуя водораство­
римые соединения вида силиката на­
трия, которые могут быть вымыты
наряду с остальными водораствори­
мыми солями.
Промывка проточной части мо­
жет производиться при пуске турби­
ны, при останове и при нормальной
работе агрегата, когда на время про­
мывки мощность снижается, а затем
после промывки восстанавливается
до прежнего уровня. При остановке
в капитальный ремонт также следу­
ет промыть турбину, поскольку это
облегчит последующую очистку про­
точной части механическим способом.
Перевод турбин из нормального
термического состояния на режим
промывки является весьма ответст­
венной операцией, поскольку при
этом требуется тонко регулировать
температуру пара, чтобы исключить
тепловые удары и забросы влаги
в паропровод. Избежать тепловых
щ
ударов при работе на насыщенном
и влажном паре особенно сложно,
поскольку пар в таком состоянии
имеет очень высокий коэффициент
теплоотдачи. Неправильный режим
расхолаживания, резкие колебания
температуры могут привести к чрез­
мерному укорочению ротора, короб­
лению корпуса, нарушению плотно­
сти фланцевых соединений и другим
явлениям, характерным для форси­
рованного охлаждения турбины.
Особенно осторожно следует ве­
сти режим расхолаживания с пони­
жением температуры пара для тур­
бин сверхкритических параметров
пара. Здесь необходимо еще учиты­
вать изменение температуры за
счет эффекта дросселирования пара
в дроссельном органе. При переходе
на режим с пониженным давлением
пара перед турбиной температура
пара за ГПЗ снижается значительно
интенсивней, чем за котлом. С уче­
том этого обстоятельства ОРГРЭС
рекомендует принимать для турбин
сверхкритического давления ско­
рость снижения температуры пара
до ГПЗ в пределах 0,2—0,25°С/мин
и 0,5 С/мин для пара промежуточно­
го перегрева.
В установках на докритические
параметры эти скорости могут быть
повышены, однако и здесь следует
соблюдать большую осторожность.
Ни в коем случае нельзя допускать
в процессе промывки пропаривания
фланцев. Поскольку в это время пар
сильно загрязнен, на поверхности
фланцев могут остаться твердые от­
ложения, и это не позволит восста­
новить герметичность фланцевого
соединения после окончания про­
мывки.
Режим расхолаживания необхо­
димо вести также по показаниям
приборов, контролирующих темпера­
турное состояние и термические рас­
ширения узлов турбоагрегата. При
этом не следует ориентироваться на
предельно допустимые значения кон­
тролируемых величин, поскольку
в режиме расхолаживания могут
иметь место значительные колеба­
ния температуры. Опыт проведвит*“
промывок турбин доказывает возможность расхолаживания агрьха.а
с весьма умеренными разностями
температур по толщине стенки кор­
пуса, ширине фланцев, верхней и
нижней образующих цилиндра и
т. п. При этом температура колодок
упорного подшипника также соот­
ветствует норме. В большинстве слу­
чаев единственной величиной, огра­
ничивающей скорость снижения тем­
пературы, является относительное
укорочение ротора ЦВД.
При достижении перед турбиной
требуемых температуры и давления
пара устанавливается необходимый
расход пара, при котором все регу­
лирующие клапаны открываются,
•это является необходимым услови­
ем качественной промывки проточ­
ной части. Таким образом, расход
пара и электрическая нагрузка тур­
бины будут определяться начальным
давлением пара перед турбиной.
При увеличении начального давле­
ния (при соответствующей темпера­
туре пара) увеличится нагрузка тур-
оины, а такж е эффективность ее
промывки. С точки зрения безопас­
ной работы турбоагрегата промыв­
ку следует проводить при нагруз­
ках, не^ превышающих 30% номи­
нальной, чтобы в случае отключения
генератора защитой не произошел
гидравлический удар из-за увеличе­
ния содержания воды в паре.
Длительность промывки опреде­
ляется результатами химического
анализа проб пара и воды, взятых
в различных точках теплосилового
цикла.
Вынос солей из проточной части
турбины определяется для Ц В Д —
как разность между солесодержанием пара в холодной нитке промперетт«Вп И 0СТР°Г0 паРа *. Для Ц С Д и
Ц Н Д — как разность между солесодержанием конденсата и пара в го­
рячей линии промперегрева.
Разница между солесодержанием
пара в горячей и холодной нитке
промежуточного перегрева позволя­
ет судить о заносе или выносе солей
из вторичного пароперегревателя.
Значительный занос Ц В Д турбины
водорастворимыми солями приводит
к интенсивному выносу солей в про­
межуточный пароперегреватель, где
они оседают, о чем свидетельствует
уменьшение солесодержания пара
в горячей нитке промперегрева.
При резком загрязнении конден­
сата в начальной стадии отмывки
весь конденсат сбрасывается в цир­
куляционный водовод. При пониже­
нии солесодержания конденсата его
направляют на очистку.
Режим промывки ведется до тех
пор, пока солесодержание пара или
конденсата
после
отмываемого
участка не приблизится к солесодержанию пара на входе в этот от­
сек. Общее время промывки турбо­
агрегата в зависимости от конструк­
ции турбины, характера заноса про­
точной части и режима промывки
может составлять от 4 до 12 ч.
В начальной стадии эксплуата­
ции энергоблоков на закритические
параметры вследствие неудовлетво­
рительного водного режима основ-
ную массу осадков в проточной ча­
сти турбин составляли водораство­
римые соли. Эти соединения легко
вымывались при промывках турбин
влажным паром, а также путем «самопромывки» при пусках и остано­
вах блоков. В настоящее время, ког­
да водный режим на установках
сверхкритических
параметров
в основном стабилизировался и
стал отвечать нормам ПТЭ, основ­
ными компонентами твердых отло­
жений, выпадающих в проточной ча­
сти турбины (особенно в Ц ВД), ста­
ли водонерастворимые соединения,
такие, как окислы меди и железа.
В этих условиях промывки тур­
бин влажным паром становятся ма­
лоэффективными, и на повестку дня
встает вопрос о применении хими­
ческих промывок. Химический реа­
гент, вводимый в проточную часть
турбины вместе с влажным паром,
должен отвечать целому ряду требо­
ваний. Он должен быть достаточно
активным в малой концентрации,
безопасным в обращении, дешевым
и не обладать агрессивными свой­
ствами по отношению к материалам
турбины и конденсатора. В наиболь­
шей степени этим требованиям удов­
летворяют гидразин (К2Н4) и пипери­
дин (СэНцЫ).
Гидразин, являясь хорошим вос­
становителем, переводит окислы ж е­
леза и меди в формы низшей ва­
лентности, легко удаляемые потоком
влажного пара. Особенно эффектив­
но действие этого соединения пои
высокой щелочности пара. Рекомен­
дуемая
концентрация
гидразина
в паре около 10 мг/кг.
Хорошие результаты дает про­
мывка проточной части пипериди­
ном (СзНцМ). Первые же опыты по
использованию этого моющего сред­
ства показали его высокую эффек­
тивность. Пиперидин позволяет пе­
реводить окислы меди и железа
в рыхлые соединения, легко удаляе­
мые воздействием потока влажного
пара. Свойствами этого вещества
обусловливается перевод отложений
кремниевой кислоты в водораство­
римые соединения. Кроме того, име­
ются основания считать, что при
промывке пиперидином на поверхно­
сти сопл и лопаток образуется за­
щитная пленка, уменьшающая при­
липание отложений, вследствие чего
дальнейший занос проточной части
замедляется. Проверка на коррози­
онную стойкость конструкционных
сталей и латуни показала, что пипе­
ридин не агрессивен к этим материа­
лам. Рекомендуемая концентрация
пиперидина в паре около 20 мг/кг.
На рис. 3-26 представлена схема
химической промывки под нагрузкой
турбины К-300-240 с обозначением
элементов тепловой схемы, основ­
ной водопарозапорной арматуры и
мест отбора проб.
Турбина работает при давлении
4»9—5,88 МПа (50—60 кгс/см2)
с температурой пара перед ЦВД по­
рядка 270—275°С, что обеспечивает
влажность пара на входе около 2%.
Пар после промперегревателя имеет
10 20°С перегрева. При полностью
открытых регулирующих клапанах
турбина несет нагрузку 50—55 МВт.
Котел работает по прямоточному
принципу с закрытой разделительной задвижкой на одном корпусе,
ПВД по пару отключены, а ПНД
включены. Основной конденсат по­
сле турбины отводится на блочную
обессоливающую установку, где он
очищается и возвращается обратно
в схему. При высокой концентрации
в конденсате железа, меди и кремнекислоты конденсат сбрасывается
в циркводовод, а подпитка блока
осуществляется из бака запасного
конденсата.
Промывка турбины сначала ве­
дется на влажном паре до полной
стабилизации режима, после чего
включается дозаторная установка
для подачи пиперидина в линии пу­
сковых впрысков.
На рис. 3-27 представлена дина­
мика процесса вымывания отложе­
ний из проточной части ЦВД турби­
ны К-300-240. Как видно из графи­
ка, промывка влажным паром, про­
водимая в течение 3—3,5 ч, оказа-
в конденсатор
Рис. 3-26. Схема химической промывки турбины К-300-240 под нагрузкой.
/ — мерный бак; 2 — насосы-дозаторы; 3 — измерительные шайбы; 4 — штатный впрыск; 5 — отбо
ры пробы.
*•
\
, й "А, ■
•ь » >".
лась неэффективной и вынос отло­
жений из турбины начался только
после ввода реагента. Это объясня­
ется тем, что в данном случае в со­
став отложений входили в основном
водонерастворимые соединения, ко18
’Рст . игс/см 2
Рис. 3-28. Давления в контрольных ступе­
нях турбины до и после химической про­
мывки.
Рис. 3-27. График вымывания отложений из
проточной части турбины.
Л — промывка влажным паром;
промывка.
Б — химическая
ф — до промывки; О — после промывки.; рр с —
давление за регулирующей ступенью; Р60Т — дав­
ление за шестой ступенью ЦВД;
. давле­
ние за цилиндром высокого давления.
торые в отсутствие солей натрия
практически не вымываются влаж­
ным паром.
После химической промывки ре­
комендуется промыть турбину в те­
чение 1— 1,5 ч влажным паром для
отмывки всего пароводяного тракта
от пиперидина, после чего нормаль­
ный режим работы турбоагрегата
может быть восстановлен.
Некоторые результаты промывки
одной из турбин К-300-240 пред­
ставлены на рис. 3-28 и в табл. 3-8.
На рис. 3-28 приведены графики из­
менения давления в контрольных
ступенях до и после химической про­
мывки проточной части турбоагрега­
та. В табл. 3-8 приводятся данные
по результатам промывки, получен­
ные после вскрытия цилиндров тур­
бины.
Таблица 3-8
Количество отложений
Ступени ЦВД
до промывки,
г/ступень
после промывки,
г/ступень
ф
■*Ь
№
№
№
6
8
10
12
280
682
261
107
.
1 5 ,9 6
0
1 ,9 3
0
Разработка методов химической
промывки и внедрение новых мою­
щих средств позволяют вполне удов­
летворительно решить проблему уда­
ления водонерастворимых солей из
проточной части турбин. Широкое
внедрение этих методов в практику
позволит улучшить экономические
показатели современных мощных
энергоблоков и увеличить надеж­
ность их работы.
3-8. ПРИМ ЕНЕНИЕ
УПРАВЛЯЮ Щ ИХ
ВЫЧИСЛИТЕЛЬНЫХ МАШИН (УВМ )
Современный
энергетический
блок
котел — турбина — генератор
представляет собой весьма сложный
комплекс согласованно действующих
основных агрегатов и их вспомога­
тельных механизмов. Управление
подобным агрегатом требует очень
высокой квалификации и вниматель­
ности обслуживающего персонала.
Особенно трудные эксплуатацион­
ные условия возникают в периоды
пуска и останова агрегата, его глу­
боких разгрузок, а также при ава­
рийных ситуациях, когда требуется
почти одновременное воздействие иа
многие управляющие органы с уче­
том большого количества поступаю­
щей информации.
В этих условиях вполне возмож­
ны ошибочные действия обслужи­
вающего персонала, вызванные не­
достаточной
подготовленностью,
утомлением, избытком информации.
Необходимость контроля большого
числа параметров приводит к созда­
нию громоздких щитов управления
с множеством приборов, визуальное
наблюдение за показаниями которых
даже при нормальном режиме рабо­
ты затруднено.
В процессе эксплуатации агрега­
та необходимо получать периодиче­
скую отчетную информацию техни­
ческого и экономического характера.
Это связано с обслуживанием боль­
шого количества самопишущих при­
боров, включая последующую обра­
ботку графического материала и со­
ставление отчетности. Условия мак­
симальной экономичности энерго­
блоков требуют оптимизации режи­
ма работы всех агрегатов и меха­
низмов, составляющих блок, а так­
же всего энергоблока в целом. Для
создания оптимального режима ра­
боты требуется непрерывный и бы­
стрый анализ множества парамет­
ров и показателей энергоустановки,
что явно не под силу самому квали­
фицированному оперативному пер­
соналу. Все это убеждает в необхо­
димости создания единой централи­
зованной всережимной системы уп­
равления энергоблоком с передачей
ей всех функций оператора.
На современном этапе развития
техники такие функции может на се­
бя взять электронная вычислитель­
ная машина, выполненная на базе
цифровых и логических элементов.
Надежность и быстродействие со­
временных электронных вычислительных машин позволяет им не
только вести всережимную безопас­
ную эксплуатацию оборудования
блока, но и выполнять ряд дополни­
тельных функций, таких, как печать
основных параметров, печать откло­
нившихся от нормы величин, под­
счет экономических показателей, со­
первичнои
ставление
отчетности
и т. д.
Однако создание такой комплекс­
ной вычислительной машины, соче­
тающей в себе функции управления,
контроля и информации, — задача
весьма сложная. Необходимо также
учитывать высокую стоимость по­
добной машины. Поэтому наряду
с универсальными УВМ широко раз­
рабатываются машины более узкой
специализации, выполняющие либо
только пусковые операции (см. гл. 2),
либо информационно-вычислитель­
ную работу.
В СССР работы по внедрению
вычислительной техники на тепло­
вых
электростанциях
ведутся
с 1960 г. З а это время разработан
ряд универсальных управляюще-вычислительных комплексов («Сири­
ус», «Комплекс», «М-7», «Днепр») и
информационно-вычислительных ма­
шин (ИВ-500). К аж дая система раз­
рабатывалась применительно к опре­
деленному типу энергетического обо­
рудования.
В
табл. 3-9 приведены ос­
новные характеристики ряда си­
стем автоматического управления.
настоящее время на
находящиеся
разнои стадии внедрения.
Система управления «Комплекс»
предусматривает выполнение как ин­
формационных функций, так и функ­
ций управления блоком котел — турбина — генератор.
Основным элементом системы яв­
ляется цифровая вычислительная
машина. Информационная часть
УВМ осуществляет циклический оп­
рос параметров со скоростью 2000
точек в секунду, их преобразование,
Таблица 3-9
Мощ­
ность
блока,
МВт
Топливо
200
Уголь
Характеристика основного оборудования
Барабанный котел
р 0= 13,74 МПа (140 кгс/см2)
/о=570/570*С
в
.-3 Двухкорпусный прямоточный котел
/?0= 2 5 ,0 МПа (255 кгс/см2)
/ о= 5 6 5 /5 7 0 вС
500
*
200
9
800
•
200
•
300
Уголь, газ,
мазут
1
Прямоточный котел
/70= :13,74 МПа (140 кгс/см2)
*о= 5 7 0 /5 7 0 *С
Двухкорпусный прямоточный котел
/?в= 2 5 , 0 МПа (2о5 кгс/см2)
*о=565/570°С
Турбина двухвальная
- ; ' Барабанный котел
/>♦= 13,74 МПа (140 кгс/см2)
/ в= 570/570*С
Двухкорпусный прямоточный котел
/>#= 2 5 , 0 МПа (255 кгс/см2)
/ 0==565/570 *С
Система автоматического управления
УВМ типа „Комплекс“ в качестве
центрального органа управления, ре­
I гулирования и контроля. Независимая
система защиты
То ж е
УВМ типа М-7 с ограниченными
функциями по управлению. Независи­
мая система контроля, регулирования
и защиты
То же
УВМ типа .Днепр* и функциональ­
ные логические устройства. Незави­
симая система контроля и защиты
Информационно-вычислительная ма­
шина ИВ-500
обработку, сравнению с уставками,
вычисление технико-экономических
показателей, печать результатов вы­
числений и ряда исходных парамет­
ров. Кроме того, предусмотрены
световая сигнализация отклонений
параметров и их регистрация.
Помимо осуществления сплошно­
го циклического контроля, машина
позволяет выполнять избирательный
контроль по вызову. Управляющая
часть системы «Комплекс» предус­
матривает автоматический пуск и
Система информации оперативного
нонтура блочного щита
останов блока; выполнение переклю­
чений, связанных с изменением на­
грузки или частичным выходом из
строя оборудования; автоматическое
регулирование основных параметров
блока во всех режимах его работы;
оптимизацию режима работы обору­
дования путем изменения парамет­
ров регулирования и рабочей схемы.
Функции аварийной защиты обору­
дования выполняются независимой
системой. На рис. 3-29 представлена
структура системы управления блоСиствма дис
танционного
управления
Оператор
индиви­
дуальное
ном плен, с
информации
Дат чан и
Исполнительные органы
блок кот ел-т урбина
Рис. 3-29. Структура системы управления блоком 500 МВт
116
ком 500 МВт, осуществленная на ба­
зе УВМ типа «Комплекс».
Управляющая
вычислительная
машина М-7 обладает ограниченным
объемом функций управления. Авто­
матическое управление, осущест­
вляемое машиной, ограничивается
пуском и остановом блока. Пуски
блока могут быть произведены как
из холодного, так и из горячего со­
стояния. Остановы блока могут так­
ж е производиться по различным про­
граммам: с полным и частичным
охлаждением. Отличительной особен­
ностью машины М-7 является выпол­
нение основных устройств информа­
ционной части системы независимы­
ми от УВМ.
Информационная часть машины
М-7 осуществляет обработку вводи­
мых в нее параметров, рассчитыва­
ет основные технико-экономические
показатели и печатает результаты
этих расчетов на цифропечатающем
устройстве. Машина осуществляет
контроль за отклонением парамет­
ров за допустимые пределы, сигна­
лизирует эти отклонения и реги­
стрирует отклонившиеся параметры
на цифропечатающем устройстве.
Информационно - управляющая
система «Сириус» базируется на ис­
пользовании вычислительной маши­
ны «Днепр» и построена по иерархи­
ческому принципу. Основная роль
в управлении блоком возложена на
автономные логические вычислитель,
ные управляющие устройства-авто­
маты. На вычислительную машину
возлагаются в основном функции
координации действия автоматов.
Система управления блоком отлича­
ется многоступенчатой структурой и
предусматривает
автоматическое,
полуавтоматическое и ручное управ­
ление блоком.
При автоматическом управлении
координация и контроль действия
автоматов, а также управление ря­
дом объектов осуществляются вычи­
слительной машиной. Задачей опе­
ратора в этом случае является наб­
людение за работой схемы и ходом
процессов.
При полуавтоматическом управ­
лении управление отдельными тех­
нологическими участками осущест­
вляется логическими вычислитель­
ными автоматами. Н а оператора
в этом случае возлагаются функции
корректирования действия автома­
тов и дистанционного управления
отдельными объектами, не управляе­
мыми автоматически. С переходом
на ручное управление управление
блоком осуществляется оператором
с помощью органов дистанционного
управления, при этом сигнализация
положения объектов управления
производится на мнемосхеме пульта
управления блоком.
Разделение блока на технологи­
ческие узлы, каждым из которых
управляет свой автомат, произведено
с учетом получения минимальных
функциональных связей между от­
дельными устройствами. В соответ­
ствии с этим предусматривается
установка отдельных автоматов для
управления питанием котла водой,
горением,
управления
турбиной
и др.
Центральным координирующим
и управляющим органом явля­
ется электронная цифровая вычисли­
тельная машина «Днепр-2», осна­
щенная специальными блоками вво­
да и вывода. В функции вычисли­
тельной машины входят включение
и отключение автоматов, координа­
ция и контроль их работы, логиче­
ское управление объектами, не под­
чиненными автоматам, изменение з а ­
даний автоматам, вытекающее из
изменения хода технологического
процесса, не предусмотренного их
программами.
Информационно-вычислительная
часть системы производит сбор и об­
работку информации, вычисление
технико-экономических показателей
с регистрацией результатов, кон­
троль достоверности информации,
поступающей от датчиков (путем
анализа и сопоставления различных
параметров), контроль отклонений
параметров, сигнализацию и регист­
рацию этих отклонений.
Исполнитель­
ные органы
I
I
Индивидуальное
управление
Сигнализация
положений
Индикация
Избирательное
управление
избирания
Мнемосхема
Оператор
Регистрация
□
ИВМ
Обработка 54
данных
я
и вычисле­
ния
1
контроль
Сигнализация
отклонений
Регистрация
отклонений
Приборы
избирательно­
го контроля
Коммутацил
и
нормализация
Аварийные
защиты
Регулируйі щие органы
Датчики
параметров
Регуляторы
------------------------------------------------------------
Аварийная
сигнализация
Литчини
параметров
Контроль *
отклонений
1
Избирательный
Датчики
К- положения
Индивидуальные
. приборы
Датчики
параметров
Рис. 3-30. Структурная схема организации управления и контроля блока 300 МВт с инфор
мационно-вычислительной машиной И В-500.
Важную роль в развитии автома­
тического управления энергоблока­
ми играют информационно-вычисли­
тельные машины, не несущие функ­
ций управления.
Эти
машины,
являющиеся более простыми и деше­
выми по сравнению с информационно-управляющими машинами, долж­
ны рассматриваться как первая сту­
пень комплексной автоматизации
всего технологического процесса
блочной установки. Кроме того, эти
машины могут найти широкое рас­
пространение в установках неблоч­
ного типа, а также в порядке модер­
низации уже работающих блоков.
Одной из модификаций таких ма­
шин является установка И В-500,
разработанная для олоков
блоков мощ­
ностью 300 МВт. Структурная схема
управления и контроля блока на базе этой машины приведена на
рис. 3*30.
Машина производит циклический
опрос датчиков, сигнализацию от­
клонения контролируемых парамет­
ров за заданные пределы, регистра­
цию отклонившихся параметров, об­
о
работку полученной информации и
вычисление технико-экономических
показателей блока. Результаты об­
работки и вычислений периодически
фиксируются цифропечатающим уст­
ройством.
В ИВМ предусмотрена также
возможность избирательного контро­
ля любого из контролируемых пара­
метров на многошкальных показыва­
ющих приборах. Основными особен­
ностями ИВ-500 являются работа
этой машины со стандартными дат­
чиками теплотехнического контроля
(термопарами, термометрами сопро­
тивления и т. д.) и осуществление
избирательного контроля непосред­
ственным
подключением
много­
шкальных приборов к датчикам (по­
мимо центральных устройств ИВМ),
что в значительной мере повышает
надежность системы.
Машина ИВ-500 осуществляет
контроль более 80% параметров,
характеризующих работу блока.
Остальные параметры контролиру­
ются индивидуальными прибора­
ми, от контактных устройств кото-
рых осуществляются аварийная сиг­
нализация и защита. Информация от
индивидуальных приборов и уст­
ройств вывода информации поступа­
ет к оператору, осуществляющему
дистанционное управление всеми
элементами блока.
Определение экономической эф­
фективности от применения вычи­
слительной техники для автоматиза­
ции тепловых электростанций в на­
стоящее время крайне затруднено
из-за отсутствия достоверных экс­
плуатационных и статистических
данных. Нет также единой методики
расчета определения эффективности
использования УВМ. Однако общая
оценка, произведенная на основе со­
поставления ориентировочных затрат
на установку средств вычислитель­
ной техники и экономии, которая мо­
жет быть получена после внедрения
новых средств автоматизации, пока­
зывает, что окупаемость такой систе­
мы управления составляет от 3,5 до
5 лет. Внедрение в энергетику вычистельной техники является законо­
мерным и необходимым явлением,
лежащим в основе современного тех­
нического прогресса.
1 л а в а че тв е ртая
ЭКСПЛУАТАЦИЯ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ЗАЩИТЫ ТУРБОАГРЕГАТА
Качественная эксплуатация эле­
ментов системы регулирования и
защиты турбины является залогом
экономичной и безаварийной работы
турбоагрегата.
Современные турбоагрегаты об­
ладают весьма сложной и совер­
шенной системой регулирования и
защиты, что обеспечивает при праіильной ее эксплуатации полную на­
дежность и безопасность работы.
Основной задачей системы регу­
лирования паровой турбины являет­
ся поддержание на заданном уров­
не параметров отпускаемой потре­
бителю электрической и тепловой
энергии. Кроме того, система регу­
лирования должна предохранять
турбину от аварийных режимов, дуб­
лируя наиболее важные органы з а ­
щиты. Согласно ПТЭ система регу­
лирования должна удовлетворять
следующим требованиям:
а)
устойчиво выдерживать за­
данные электрическую и тепловую
нагрузки и удерживать турбину на
холостом ходу при номинальной ча­
стоте вращения и полностью откры­
тых запорных задвижках и стопор­
ных клапанах:
И ЭЛЕМЕНТОВ
б) обеспечивать при изменении
нагрузки плавное (без толчков) пе­
ремещение регулирующих клапанов;
в) удерживать частоту вращения
ротора, не вызывающую срабатыва­
ния автомата безопасности при
мгновенном сбросе до нуля нагруз­
ки, соответствующей максимально­
му расходу пара;
г) степень неравномерности ре­
гулирования турбины должна быть
равна 4,5±0,5% , степень нечу:
»
зительности
— не более 0,3% для
турбин мощностью 50 МВт и выше
и 0,5% для турбин меньшей мощ­
ности; местная степень неравномер­
ности не ниже 2,5 и не выше 6%.
4-1. ХАРАКТЕРИСТИКИ СИСТЕМЫ
РЕГУЛИРОВАНИЯ
оценку работы си­
стемы регулирования в целом дают
две характеристики: статическая и
динамическая.
Динамическая
характеристика
оценивает работу системы регулиро­
вания в переходном процессе и пред­
ставляет собой график изменения
частоты вращения турбины с момен-
ЛГ,=О
Рис. 4-1. Динамическая характеристика си­
стемы регулирования. <
та
полного
сброса
нагрузки
(рис. 4-1). Это периодический про­
цесс с затухающей амплитудой.
Динамические качества системы
регулирования определяются преж­
де всего величиной динамического
заброса частоты вращения А 0 и дли­
тельностью переходного процесса
Тип. Время переходного процесса
должно быть по возможности малым, а максимальное увеличение
частоты вращения должно быть на
1—2%! ниже уровня настройки ав­
томата безопасности.
Применение вычислительных ма­
шин дает возможность рассчитать
динамические характеристики регу­
лирования паровых турбин, однако
в процессе эксплуатации эти харак­
теристики меняются, и в практиче­
ской работе предпочтение отдается
натурным испытаниям регулирова­
ния на сбросы нагрузки.
Динамическая
характеристика
снимается с помощью лабораторно­
го осциллографа, записывающего из­
менение частоты вращения и дру­
гих параметров во времени.
Сброс нагрузки производится от­
ключением масляного или воздуш­
ного выключателя генератора.
Перед испытаниями необходимо
проведение статических испытаний
по полной программе, а также тщ а­
тельная (внеочередная) проверка ра­
боты защиты, предохраняющей тур­
бину от недопустимого повышения
частоты вращения, проверка плотно­
сти стопорных, регулирующих и об­
ратных (для турбин с регулируемы­
ми отборами пара) клапанов, проверка работы предохранительных
клапанов свежего ^МйЁйНЙШНВЙ
пара, промпере­
грева и регулируемых отборов, про­
верка посадки обратных клапанов
на регенеративных отборах. Испы­
тания начинаются со сброса 50%
нагрузки с последующим сбросом
нагрузки, соответствующей максимальному расходу пара на турбину.
Если на промежуточной нагрузке
произошло срабатывание автомата
безопасности, то дальнейшие опыты
следует прекратить и перейти к на­
ладке системы регулирования. Эго
испытание является весьма ответст­
венным и проводится силами специальных наладочных или ремонт­
ных организаций. Подробно органи­
зация и проведение динамических
испытаний изложены в [67].
Статическая характеристика опи­
сывает работу регулирования в уста­
новившемся режиме и‘ представляет
собой график изменения частоты
вращения в зависимости от нагруз­
ки турбины (рис. 4-2). Для избе­
жания динамических эффектов при
снятии характеристики
нагрузка
турбины должна меняться медленно,
с достаточно длительной выдержкой
на режимах, при которых произво­
дятся замеры. Статическая характе­
ристика должна представлять собой
плавную кривую (или прямую) без
перегибов и горизонтальных участ­
ков.
График статической характери­
стики в области холостого хода мо-
Рис. 4-2. Статическая
стемы регулирования.
характеристика
си
жет иметь более крутой участок для
облегчения синхронизации и попышения устойчивости регулирования
на холостом ходу и малых нагруз­
ках. Такую же конфигурацию может
иметь статическая і характеристика
и в области максимальнойі мощности. В этом случае обеспечивается
более устойчивое поддержание экономическои нагрузки.
Разница между частотой враще­
ния турбины п\ при холостом ходе
и частотой вращения п2 при номи­
нальной нагрузке, отнесенная к но­
минальной частоте вращения турби­
ны л, выраженная
процентах, на­
зывается степенью неравномерности
системы регулирования
§
п1
п%
п
•
100.
(4-1)
Эта величина в определенной мере
характеризует степень наклона ста­
тической характеристики.
Представленная на рис. 4-2 ста­
тическая характеристика снята без
учета нечувствительности системы
регулирования. В действительности
же все системы регулирования обла­
дают той или иной нечувствитель­
ностью, которая проявляется в том,
что система не реагирует на некото­
рые небольшие изменения регули­
руемого параметра. В данном слу­
чае это приведет к тому, что при не­
большом изменении частоты вра­
щения расход пара и мощность тур­
бины будут оставаться постоянны­
ми до тех пор, пока не будут прео­
долены силы трения в подвижных
элементах системы регулирования и
не будут выбраны зазоры в шар­
нирных соединениях. В этих услови­
ях расчетная статическая характери­
стика будет находиться посередине
между двумя действительными кри­
выми (рис. 4-3), одна из которых
снята при повышении частоты вра­
щения (верхняя), а другая при по­
нижении частоты вращения (ниж­
няя). Вся заштрихованная полоса
между этими кривыми представляет
собой зону нечувствительности си­
стемы регулирования.
Рис. 4-3. Статическая характеристика с уче
том нечувствительности.
Суммарная
нечувствительность
системы регулирования складывает­
ся из нечувствительности всех эле­
ментов и характеризуется степенью
определяемой
нечувствительности,
в процентах выражением
2Лп
п
•100,
(4-2)
где п — номинальная частота вра­
щения; 2Ап — конечные отклонения
частоты вращения, не ызывающие
измененияі расхода пара на турби­
__________
ну. Эта величина и регламентирует­
ся ПТЭ.
Увеличение степени нечувстви­
тельности сверхдопустимых преде­
лов сказывается отрицательно на ра­
боте системы регулирования. Эго
выражается в том, что турбина мо­
жет не держать холостой ход при
сбросе нагрузки вследствие увеличе­
ния запаздывания закрытия регу­
лирующих клапанов турбины. Нали­
чие значительной нечувствительно­
сти затрудняет поддержание задан­
ной частоты в сети, влияя тем самым
на качество отпускаемой энер­
гии. Нечувствительность регулирова­
ния может также вызвать самопро­
извольное изменение нагрузки
нагоузки на
параллельно работающей турбине
при постоянной частоте сети, Максимальная величина этого изменения
может быть подсчитана по формуле
Л
N НОМ»
где #ном — номинальная мощность
турбины.
Увеличение нечувствительности
системы регулирования может быть
вызвано целым рядом причин: изно­
сом пальцев и выработкой отверстий
в шарнирных соединениях, заносом
шламом золотников и отверстий
в буксах, увеличением трения што­
ков во втулках вследствие засоре­
ния зазоров, перекосом золотников и
штоков, значительной аэрацией мас­
ла и пр.
I
Поскольку
нечувствительность
регулирования в значительной мере
зависит от условий эксплуатации,
обслуживающий персонал имеет воз­
можность поддерживать эту величи­
ну на минимальном уровне, указан­
ном в ПТЭ. Для этого необходимо
тщательно следить за состоянием
масла, не допуская его обводнения,
аэрации, загрязнения посторонними
примесями. Особенно опасно с этой
точки зрения появление в масле во­
дорастворимых кислот, которые мо­
гут вызвать коррозию трущихся
поверхностей в системе регулирова­
ния и увеличить трение в этих эле­
ментах.
Аналогичные требования предъ­
являются и к огнестойким маслам
типа «Иввиоль» и «ОМТИ». При во­
дяных системах регулирования осо­
бую опасность с точки зрения уве­
личения нечувствительности пред­
ставляет попадание механических
частиц в систему регулирования, что
щф
нормальной работы фильтров.
При капитальных ремонтах все
изношенные детали системы регули­
рования должны быть заменены, а
зазоры в шарнирных и других под­
вижных соединениях приведены в со­
ответствие с нормой.
Помимо элементов автоматиче­
ского управления, система регулиро­
вания содержит также и органы руч­
ного управления турбиной. Эти ор­
ганы
называются
механизмами
управления
(синхронизаторами).
С их помощью обслуживающий пер­
сонал может вручную плавно ме­
нять расход пара на турбину, что
очень важно при синхронизации аг­
регата, а также при параллельной
работе, когда требуется изменить
нагрузку. В качестве механизма
управления может служить устрой­
ство для изменения натяжения пру­
жины регулятора скорости, устрой­
ство для изменения длины тяги под­
веса золотника или смещения бук­
сы. дополнительный управляемый
слив масла из импульсной линии
или линии усиления при использова­
нии в схемах регулирования проточ­
ных линий.
I
Во всех случаях независимо от
типа механизма управления его дей­
ствие заключается в смещении ста­
тической характеристики примерно
параллельно самой себе, что позво­
ляет изменять мощность от нуля до
максимума при работе турбины
в параллель или менять в широких
пределах частоту вращения отклю­
ченной от сети турбины.
На рис. 4-4 представлены стати­
ческие характеристики при различ­
ном положении механизма управле­
ния. Как видно из графика, смеще­
ние статической характеристики из
положения а — Ь -в положение а' —
Ь' и а"— Ъ" при номинальной часто­
те в сети (чему соответствует номи­
нальная частота вращения По) при­
водит к увеличению мощности от М»
соответственно до ЛГЭ и
Необхо-
Рис. 4-4. Статическая характеристика регу­
лирования при различных положениях ме­
ханизма управления.
димо иметь достаточный ход меха­
низма управления, чтобы обеспечить
любой режим работы турбоагрегата
при постоянной частоте сети.
Эти положения должны быть
справедливы и при допустимых из­
менениях частоты в системе. Вслед­
ствие этого механизм управления
должен иметь дополнительные запа­
сы хода, чтобы обеспечить перевод
турбины на холостой ход при допу­
стимой величине понижения часто­
ты и нагружение турбины до номи­
нальной мощности при повышении
частоты в системе.
На рис. 4-4 представлены край­
ние положения статической характе­
ристики и выделена рабочая об­
ласть нормальной эксплуатации си­
стемы регулирования турбоагрегата
при допустимых колебаниях часто­
ты в энергосистеме.
Кроме того, регулятор скорости
и сервомотор должны иметь запас
хода для обеспечения номинальной
мощности турбогенератора при сни­
жении параметров пара в разре­
шенных заводом-изготовителем пре­
делах.
При работе турбины в парал­
лель с другими агрегатами наклон
и конфигурация статической харак­
теристики будут определять измене­
ние нагрузки турбины при измене­
нии частоты в сети.
Как видно из рис. 4-5, турбины,
имеющие более крутую характери­
стику, слабо реагируют на измене­
ние частоты, в то время как турби­
ны, имеющие пологую характеристи­
ку, меняют свою мощность на зна­
чительную величину.
Если в объединенной системе од­
новременно работают турбины раз­
ной экономичности, то было бы ра­
ционально, чтобы более экономич­
ные машины имели более крутое
протекание статической характери­
стики, а менее экономичные имели
пологую характеристику с малой
степенью неравномерности. Это поз­
волило бы экономичным машинам
работать в устойчивом режиме, сни­
мая базовую часть графика нагру­
Рис. 4-5. График изменения мощности при
параллельной работе турбин.
зок в то время как турбины, имею­
щие пологую статическую характе­
ристику, автоматически снимали бы
пики нагрузки, поддерживая частоту
в сети.
Однако практически это целесо­
образно делать лишь в редких слу­
чаях. В настоящее время объеди­
ненные энергосистемы, основу кото­
рых составляют крупные энергоблоКИ, достигли очень больших мощно­
стей. Старые маломощные турбоаг­
регаты уже не в состоянии покрыть
пики графика нагрузок системы.
В то же время изменения частоты
в мощных энергосистемах при их
нормальных режимах работы стали
более медленными и малыми по ве­
личине в силу того, что соотноше­
ние мощности единичного потреби­
теля и всей системы значительно
уменьшилось.
Регулирование частоты в совре­
менных объединенных энергосисте­
мах производится следующим обра­
зом. При отключении или подключе­
нии потребителей возникает неба­
ланс между генерируемой мощ­
ностью и нагрузкой. Это приводит
к ускорению или замедлению рото­
ров турбины и изменению частоты
в энергосистемах. Системы регули­
рования вступают в работу и в со­
ответствии со своей неравномер­
ностью и нечувствительностью меня­
ют нагрузку турбин. Таким образом
осуществляется первичное регулиро­
вание частоты. Однако частота в си­
стеме при этом меняется в некото­
рых пределах в соответствии с не­
равномерностью всей энергосисте-
мы, определяемой неравномерностя­
ми систем регулирования отдель­
ных агрегатов и их нечувствитель­
ностью.
Д ля обеспечения постоянства ча­
стоты в энергосистеме служит вто­
ричное регулирование частоты, ко­
торое осуществляется с помощью
сетевых автоматических регулято­
ров частоты. Последние воздейст­
вуют на механизмы управления вы­
деленных для этих целей агрегатов
или станций (обычно менее эконо­
мичных) и смещают их статические
характеристики таким образом, что­
бы вернуть частоту к прежнему зна­
чению. При этом нагрузка турбин,
не участвующих во вторичном регу­
лировании частоты, возвращается
х прежнему значению, а весь неба­
ланс мощности воспринимается вы­
деленными регулирующими агрега­
тами.
Из всего вышесказанного видно,
что конфигурация статической ха­
рактеристики регулирования оказы­
вает определенное влияние на усло­
вия эксплуатации турбины и прежде
всего на надежность ее работы, и
поэтому необходимо иметь возмож­
ность снимать эту характеристику
в натурных условиях. Директивны­
ми указаниями Министерства энер­
гетики и электрификации СССР
предлагается снимать статическую
характеристику при каждом капи­
тальном ремонте турбины и в слу­
чае проведения наладочных работ
в системе регулирования. В случае,
если капитальные ремонты прово­
дятся не ежегодно, снятие статиче­
ской характеристики должно произ­
водиться не реже 1 раза в год.
Эта задача является достаточно
сложной, поскольку снять статиче­
скую характеристику в конечном виде п=/(ІУ э) не представляется воз­
можным. Д ля этого пришлось бы
менять в широком диапазоне часто­
ту вращения и мощность турбоагре­
гата. Однако при параллельной ра­
боте на общую сеть частота враще­
ния турбины меняться не будет. И з­
менение расхода пара приведет
лишь к изменению мощности. Ч а­
стоту вращения в широких пределах
можно изменять лишь при отклю­
чении турбины от сети, но при этом
турбина окажется без нагрузки.
В настоящее время широкое рас­
пространение нашел метод графиче­
ского построения статической харак­
теристики на базе характеристик
отдельных элементов системы регу­
лирования, снятых при различных
режимах работы турбины. Такими
характеристиками являются харак­
теристики регулятора скорости, пе­
редаточного механизма и исполни­
тельного органа. Характеристика
регулятора
скорости
х(р)=<Ңп)
(рис. 4-6,а) представляет собой за­
висимость между частотой вращения
турбины п и ходом муфты регулято­
ра скорости х или давлением масла
(воды) в импульсной линии р при
гидравлической системе регулирова­
ния.
Характеристика
передаточного
механизма г(<р) = И х , р ) (рис. 4-6,6)
связывает между собой ход поршня
сервомотора или угол поворота по­
воротного сервомотора с ходом муф­
ты регулятора скорости или давле­
нием масла (воды) в импульсной
линии. Третья характеристика Л ^=
= /(2, ф ) (рис. 4-6,в) дает зависи­
мость между ходом (углом поворо­
та) сервомотора и электрической
мощностью турбоагрегата.
Наличие трех указанных харак­
теристик позволяет построить ста­
тическую характеристику регулиро­
вания при опредленном положении
??
N..я
в)
Рис. 4-6. Характеристики элементов систе
мы регулирования.
Рис. 4-7. Построение статической характе­
ристики по характеристикам элементов си­
стемы регулирования.
механизма управления, как это
представлено на рис. 4-7. Статиче­
ская характеристика строится пу­
тем кругового переноса эксперимен­
тальных точек в верхний правый
квадрант.
Такие же построения производят­
ся при крайних положениях меха­
низма управления, что дает возмож­
ность выделить рабочую область
нормальной эксплуатации турбоаг­
регата (рис. 4-4).
Практически статическую харак­
теристику системы регулирования
строят путем совмещения двух за­
висимостей: хода (поворота) порш­
ня сервомотора от частоты враще­
ния 2 (<р)=/(л) и электрической
мощности от хода (поворота) порш­
ня сервомотора # э=/(2,ф ).
Для снятия характеристик систе­
мы регулирования проводятся три
опыта: при холостом ходе, при ра­
боте турбины под нагрузкой и на
остановленной турбине [67].
Первый опыт позволяет устано­
вить зависимость перемещения муф­
ты регулятора скорости (давления
в импульсной линии) и хода порш­
ня (угла поворота) сервомотора от
частоты вращения. Опыт произво­
дится при холостом ходе турбогене­
ратора и включает в себя проверку
нечувствительности регулятора ско­
рости и всей системы регулирования
в целом. Опыт должен производить­
ся при трех различных положениях
механизма управления, соответст­
вующих:
а) сниженному до предела значе­
нию частоты вращения, при этом по­
путно выявляется минимальная ча­
стота вращения, при которой турбо­
генератор еще может быть разгру­
жен до холостого хода;
б) номинальной частоте враще­
ния турбогенератора;
в) повышенному до предела зна­
чению частоты вращения.
При проведении опыта расход
изменяется вручную с помощью бай­
паса ГПЗ. Замер частоты вращения
производится с помощью ручного
тахометра класса 0,5, узкопредель­
ного тахографа или стрелочного ча­
стотомера, включенного в цепь ста­
тора генератора. В последнем слу­
чае генератор должен быть возбуж­
ден. Перемещение муфты регулято­
ра скорости, хода или угла поворо­
та сервомотора фиксируется по спе­
циально установленным шкалам.
В гидравлических системах регули­
рования замер давления в импульс­
ной линии производится по маномет­
ру МТИ-0,5.
Для определения нечувствитель­
ности опыты проводят как при уве­
личении, так и при понижении ча­
стоты вращения. В дальнейшем ре­
зультаты эТих замеров наносят в ви­
де отдельных кривых, которые и бу­
дут определять общую степень не­
чувствительности регулирования.
Отметим, что опыт холостого хо­
да проводится при параметрах све­
жего и отработавшего пара, близ­
ких к номинальным или указанных
в эксплуатационной инструкции.
Второй опыт проводят на турби­
не, работающей в параллель. Цель
опыта — определение
зависимости
между величиной перемещения сер­
вомотора и мощностью турбоагрега­
та Л^э= / ( 2,ф). Перед началом опыта
турбина должна быть хорошо про­
грета, параметры пара должны быть
номинальными, а тепловая схема со­
ответствовать
эксплуатационной.
При проведении этого опыта надле
жит попутно выявить настройку по
рядка открытия регулирующих кла
панов, экономичность работы каждо
го регулирующего клапана и воз
можность нагружения турбогенера
тора при сниженных параметрах па­
ра в пределах, разрешенных заводом-изготовителем.
Экономичность работы клапанов
определяется по величине дроссели­
рования при полном открытии, кото­
рая не должна превышать 3—4%
номинального давления пара.
Настройка порядка открытия ре­
гулирующих клапанов должна соот­
ветствовать данным завода-изготовителя и отвечать требованиям эко­
номической работы агрегата, т. е.
не допускать излишнего дросселиро­
вания пара не полностью открытыми
клапанами в момент начала откры­
тия очередного клапана. Дроссели­
рование можно считать допустимым,
если оно не превышает 10% номи­
нального значения давления перед
клапаном. Нельзя допускать и из­
лишне малой перекрыши в открытии
клапанов, нарушающей плавность
статической характеристики.
Для оценки правильности поряд­
ка открытия клапанов полезно снять
диаграмму зависимости давления за
регулирующими клапанами от мощ­
ности турбины (рис. 4-8). Д ля этого
в процессе нагружения турбины з а ­
меряются давления пара за каждым
регулирующим клапаном.
Определение возможности нагру­
жения турбины до номинальной
мощности при сниженных парамет­
рах пара производится при достиже­
нии номинальной мощности путем
дросселирования свежего пара глав­
ной паровой задвижкой или стопор­
ным клапаном. Отмечается давле­
ние пара, при котором мощность на­
чинает уменьшаться. При проведе­
нии этого испытания необходимо
тщательно следить за работой упор­
ного подшипника и давлением в кон­
трольной ступени. При увеличении
температуры колодок упорного под­
шипника или увеличении давления
Рис. 4-8. Зависимость давления за регулирующими клапанами от нагрузки турбины.
в контрольной ступени сверх макси­
мального значения, установленного
заводом-изготовителем, опыт следу­
ет прекратить. Категорически запре­
щается производить опыты со сни­
жением начального давления на
турбине, имеющей солевой запас
проточной части.
Опыт на остановленной машине
производится для определения пре­
делов перемещения элементов си­
стемы регулирования (муфты цент­
робежного регулятора, сервомотора,
регулирующих клапанов и механиз­
ма управления), проверки соответст­
вия настройки системы формуляр­
ным данным завода-изготовителя,
предварительного выявления нечув­
ствительности
отдельных
узлов.
Опыт проводится со снятой пружи­
ной центробежного регулятора ско­
рости при работающем вспомога­
тельном маслонасосе. Перемещение
муфты регулятора скорости произ­
водится с помощью специального
приспособления.
На турбинах с гидродинамиче­
ской системой регулирования демон­
тируется трубопровод, соединяющий
напорную камеру импеллера с ре­
гулятором скорости. К регулятору
скорости подсоединяется трубопро­
вод с регулировочным вентилем от
пускового маслонасоса или насоса
системы регулирования.
Муфта центробежного регулято­
ра или золотник регулятора скоро­
сти и сервомотор должны иметь за­
пас хода для обеспечения номиналь­
ной мощности турбогенератора при
снижении параметров пара в разре­
шенных заводом-изготовителем пре­
делах. В противоположном направ­
лении муфта или золотник регулято­
ра скорости должны иметь запас хо­
да для обеспечения закрытия регу­
лирующих клапанов при сбросе на­
грузки. Этот запас должен состав­
лять не менее 25% располагаемого
хода муфты для систем регулирова­
ния, у которых механизм управле­
ния смещает характеристику цент­
робежного регулятора, и не менее
10 % располагаемого хода муфты
для систем регулирования, у кото­
рых механизм управления смещает
зависимость между перемещением
муфты и сервомотора.
Ранее рассматривались общие
вопросы снятия статической харак­
теристики для конденсационных и
противодавленческих турбин. Стати­
ческие испытания систем регулиро­
вания турбин с регулируемыми отбо­
рами имеют свои особенности. Так,
опыты при изменении электриче­
ской нагрузки от максимальной до
минимальной проводятся при посто­
янных, в том числе при максималь­
ных, расходах пара в регулируемые
отборы (в соответствии с диаграм­
мой режимов). В результате полу­
чается
семейство
характеристик
Л^э= / ’(г). Кроме того, проводятся
опыты по изменению расхода пара
в отбор при постоянной электриче­
ской нагрузке. В опытах на оста­
новленной турбине для турбин с ре­
гулируемыми отборами пара, кроме
перечисленных выше величин, опре­
деляется возможность закрытия ре­
гулятором скорости парораспредели­
тельных органов ЧВД, ЧСД, ЧНД
в случае мгновенного сброса макси­
мально допустимой электрической
нагрузки при максимальных расхо­
дах пара в регулируемые отборы.
На остановленной турбине выявля­
ется также возможность обеспече­
ния системой регулирования всех
режимов, которые предусмотрены
диаграммой режимов турбины.
В заключение рассмотрим во­
просы снятия статической характе-
Рис. 4-9. Бесшарнирный регулятор скоро­
сти ЛМЗ.
/ —•вал турбины; 2 — кронштейн регулятора; 3 —
ушко; 4 — пружина; 5 — гибкая пружинная лен­
та; 5 — отбойная пластина; 7 — гайка; в — груз;
9 — болт)
ристики
регулирования
мощных
блочных турбин.
В настоящее время у этих агре­
гатов в качестве импульсных орга­
нов широко применяются упругие
бесшарнирные датчики скорости
(рис. 4-9). При наличии импульсно­
го органа такого типа, а также ре­
гулирующих клапанов, приводимых
индивидуальными
сервомоторами,
рационально строить статическую
характеристику не по трем, а по
двум графикам. В качестве первого*
графика можно принять зависи­
мость давления в линии промежу­
точного усиления от частоты враще­
ния, в качестве второго графика бе­
рется зависимость мощности агрега­
та от изменения давления в линии
промежуточного усиления.
На рис. 4-10 приводится пример
построения статической характери­
стики для турбины К-800-240-2
ЛМЗ. Промежуточным параметром,
связывающим частоту вращения
с мощностью, является давление,
127
I I
об/мин п
об/мин,
згоо
^
3100
3000Ү
МПа
ш 3,0 2,5 2,0 1,5 1,0
Рулр-Ч— ^гНі
/ 200 Ш
30 25X20
нгс/см 2
т
3000
600 800
МВт•
2900
2800
8
1
10
8
мм
Рис. 4-10. Построение статической характе­
ристики регулирования турбины К-800-240-2.
Рис. 4-11. Зависимость хода следящего зо­
лотника | от частоты вращения турбины
К-800-240-2.
управляющее работой отсечных зо­
лотников сервомоторов (рупр). Для
турбин ХТГЗ это может быть давле­
ние в линии первого усиления. Сня­
тие зависимости рущ>=Ңп) произво­
дится на холостом ходу турбины при
различных положениях механизма
управления.
Зависимость
Л^э=
/(Рупр) снимается при работе турби­
ны под нагрузкой.
При проведении испытаний сле­
дует иметь в виду, что отклонение
параметров пара и вакуума от нор­
мы. а также изменения в тепловой
схеме приводят к изменению расхо­
да пара на турбину и, следователь­
но, к изменению конфигурации ха­
рактеристики. Поэтому все парамет­
ры следует выдерживать в процессе
опыта в нормальных пределах.
Помимо этого, для анализа рабо­
ты системы регулирования полезно
снять ряд дополнительных характе­
ристик, таких, как зависимость хо-
I
I
I
ч
I
£
і
I
егй
2,8 МПа
Рис. 4-12. Зависимость хода сервомоторов
лирования турбины К-800-240-2.
от управляющего
давления в системе регу-
да следящего золотника от частоты
вращения, зависимость хода серво­
моторов ЦВД, ЦСД, сбросных кла­
панов и отсечных клапанов турбопитательного насоса от управляющего
давления, зависимость управляюще­
го давления от хода золотника уп­
равления, зависимость хода буксы
промежуточного золотника от хода
золотника управления и т. д. Первые
две характеристики для турбины
К-800-240-2 представлены на рис.
4-11 и 4-12.
4-2. ОСОБЕННОСТИ СИСТЕМ РЕГУЛИ­
РОВАНИЯ БЛОЧНЫХ ТУРБИН
Современные мощные турбоагре­
гаты блочного типа выполняются
с промежуточным перегревом пара.
Наличие значительных объемов па­
ра в промежуточном перегревателе
и паропроводах промперегрева тре­
бует введения дополнительных эле­
ментов в систему регулирования и
защиты блочных турбин для предо­
хранения их от разгона при сраба­
тывании автомата безопасности и
удержания на холостом ходу при от­
ключении генератора от сети. Таки­
ми элементами являются отсечные
и регулирующие клапаны ЦСД, а
также сбросные, установленные на
горячих линиях промперегрева.
Как показывают расчеты, при
отключении генератора от сети и з а ­
крытии стопорных клапанов турби­
ны К-300-240 энергии пара, заклю­
ченного в промежуточном перегре­
вателе и паропроводах промежуточ­
ного перегрева, достаточно для раз­
гона ротора до 4200 об/мин. Вслед­
ствие этого в турбинах блочного ти­
па наряду со стопорными клапана­
ми Ц ВД установлены стопорные (от­
сечные) клапана ЦСД, включенные
в линию защиты и закрывающиеся
одновременно со стопорными клапа­
нами ЦВД. При этом весь пар, на­
ходящийся в промежуточном пере­
гревателе, с помощью сбросных кла­
панов сбрасывается в конденсатор.
Управление работой сбросных кла­
панов также осуществляется систе­
мой регулирования и защиты турби­
ны. Регулирующие клапаны ЦСД
предусмотрены для обеспечения ре­
жима холостого хода при полном
сбросе нагрузки и отключении гене­
ратора от сети. В этом случае бы­
строе прикрытие регулирующих кла­
панов ЦВД и ЦСД с одновремен­
ным обеспариванием промежуточно­
го перегревателя через сбросные
клапаны позволяет нейтрализовать
влияние промежуточного перегрева
и удержать турбину на холостом хо­
ду без срабатывания автомата без­
опасности.
Реализация всех этих режимов
существенно усложнила систему ре­
гулирования и защиты блочной тур­
бины за счет увеличения числа паро­
запорных органов, сервомоторов, зо­
лотников, а также за счет увеличе­
ния протяженности линий маслопро­
водов.
На рис. 4-13 представлен комби­
нированный
дроссельно-отсечный
клапан ЦСД турбины К -160-130
ХТГЗ, имеющий двойной привод.
Этот клапан управляется как от ли­
нии регулирования, так и от линии
защиты. В первом случае он работа­
ет как дроссельный орган, во вто­
ром случае — как отсечной. Приме­
нение одного
комбинированного
клапана вместо двух сокращает по­
тери давления в тракте и облегчает
компоновку клапанов ЦСД.
При рассмотрении особенностей
систем регулирования блочных тур­
бин следует остановиться на меро­
приятиях по увеличению приемисто­
сти этих агрегатов.
Развитие современного турбогенераторостроения идет в направле­
нии резкого увеличения единичной
мощности агрегатов при относитель­
но медленном росте габаритов тур­
бин и генераторов. Это достигается
в основном путем повышения на­
чальных параметров, введения про­
межуточного перегрева для турбин,
увеличения плотности тока в гене­
раторах. При этом неизбежно ухуд­
шаются естественные динамические
характеристики турбоагрегатов (ма-
Рис. 4-13. Комбинированный дроссельно­
отсечный клапан Ц С Д турбины К-160-130
хтгз.
лый момент инерции, большие паро­
вые объемы в промежуточном пере­
гревателе и его паропроводах, нали­
чие паровых объемов между регули­
рующими клапанами и турбиной).
Все это заставило изыскивать
средства к увеличению быстродейст­
вия систем регулирования крупных
турбин и улучшению их динамиче­
ских характеристик.
Поскольку принятые в турбинах
высокого давления принципы регу­
лирования по скорости и ускорению
оказались недостаточными для блоч­
ных установок сверхкритических па­
раметров мощностью 300 МВт и вы­
ше, агрегаты этих типов снабжены
дополнительным звеном
электри­
ческой частью системы регулирова­
ния (ЭЧСР).
ЭЧСР предназначена:
1) для удержания турбины на
холостом ходу при сбросах нагруз­
ки с отключением генератора от
электрической сети;
2) для улучшения приемистости
турбогенератора при изменении на­
грузки в энергосистеме;
3) для точного регулирования
мощности в нормальном режиме
в соответствии с заданной статиче­
ской характеристикой;
4) для разгрузки турбины при
снижении давления острого пара;
5) для воздействия на турбину
устройствами противоаварийной ав­
томатики энергосистемы»
Осно] НОИ
принцип
действия
ЭЧСР заключается в том, что при
резком изменении электрической на­
грузки или отключении генератора
от сети электрический импульс по­
ступает в систему регулирования
непосредственно от электрических
устройств турбогенератора до того
как начнется изменение частоты
ращения ротора и вступит
работу регулятор скорости турбины. Такой опережающий ввод импульса
в систему регулирования к тому ж е
подающийся по электрическим ка­
налам, естественно, улучшает дина­
мические свойства системы регули>
рования.
При отключении генератора от
сети импульс в Э Ч С Р подается от
воздушного выключателя генерато­
ра. Помимо этого, по другому кан а­
лу поступает импульс, пропорцио­
нальный ускорению ротора. При вы­
полнении команд на изменение мощ­
ности турбины в пределах 40— 100%
номинальной в ЭЧСР формируется
сигнал, пропорциональный разности
электрической мощности генератора
и паровой мощности турбины, опре­
деляемой приближенно давлением
пара в промежуточном перегрева­
теле. При этом приемистость турбо­
генератора повышается за счет фор­
сированного дополнительного пере­
мещения в ту ж е сторону регули­
рующих клапанов Ц В Д с целью
компенсации влияния промежуточ­
ного перегрева.
В ЭЧСР имеется такж е блок ре­
гулирования
мощности,
который
предназначен
ля осуществления
статической характеристики с высо­
кой точностью. В крупных турбинах
для улучшения устойчивости при
включении в сеть статическая харак­
теристика в области малых нагру­
зок имеет повышенную степень не­
равномерности (до 10%,) что ухуд­
шает приемистость агрегата и уве­
личивает заброс частоты вращения
при сбросах нагрузки. Блок регули­
рования мощности устраняет этот
недостаток, уменьшая местную сте­
пень неравномерности статической
характеристики до величин, регла­
ментированных ПТЭ, и приближая
форму статической характеристики
к линейной, уменьшает общую не­
равномерность системы регулирова­
ния. Э Ч С Р является удобным звеном
в системе регулирования для воз­
действия на турбину устройствами
противоаварийной автоматики.
Сигналы от Э Ч С Р вводятся в гидравлическую часть системы регулирования че­
рез два входа: медленнодействующий —
механизм управления и быстродействую­
щий — электрогидравлический преобразова­
тель (ЭГП) (рис. 4-14). Суммирование всех
электрических импульсов, поступающих от
датчиков, фиксирующих изменение контро­
лируемых теплофизических и электрических
Рис. 4-14. Электрогидравлический преобра­
зователь.
1 — постоянный магнит; 2 — подвижные катушки;
3 — шток; 4 — заслонка; 5 — центрирующая пру­
жина; 6 — микрометрический винт для настройки;
7 — пружина; 8 — следящий золотник; 9 — редук­
ционный клапан.
величин, происходит в выходном магнитном
усилителе, воздействующем на ЭГП. И зм е­
нение силы тока в суммирующем магнитном
усилителе приводит к перемещению подвиж ­
ного
элемента — заслонки,
изменяющего
слив масла из сопла следящего золотника
ЭГП. Это в свою очередь вызывает переме­
щение следящего золотника, который своей
нижней кромкой изменяет слив масла из
промежуточной линии управления (РупрУ
Таким образом, импульс от Э Ч С Р вводится
параллельно импульсу от следящего золот­
ника регулятора скорости.
При отсутствии динамических процес­
сов в системе регулирования выходной ток
магнитного усилителя близок к нулю, по­
скольку в статике сигнал от датчика элек­
трической мощности будет компенсировать­
ся сигналом от датчика давления пара в про­
межуточном перегревателе, имеющим обрат­
ный знак. Сигнал по ускорению ротора т а к ­
ж е поступает только в том случае, если
ускорение ротора больше заданной величи­
ны и скоростьь ввоащения при этом повыси
лась до 102 - 103% номинальной.
Участие ЭЧСР в работе системы регу­
лирования в условиях статики проявляется
только при нагрузках меньше 15% номи­
нальной, где ЭЧСР снижает величину мест­
ной неравномерности до уровня среднего
значения степени неравномерности регули­
рования. Такое вмешательство ЭЧСР в ра­
боту в условиях статики создает определен­
ные трудности при синхронизации и работе
турбины на малых нагрузках, вследствие
чего при достижении малых нагрузок ЭЧСР
отключается, а включение ее при пуске про­
изводится при определенной нагрузке, ука­
занной заводом.
Отключение ЭЧСР нужно производить
при токе выхода, близком к нулю, или при
небольшом отрицательном токе. При этом
следует помнить, что отключение при поло­
жительном токе выхода приведет к некото­
рому увеличению нагрузки, а при отрица­
тельном — к снижению. Если требуется от­
ключить ЭЧСР при повышенном токе выхо­
да, то с помощью канала ручного управле­
ния ток сводится к нулю и вводится огра­
ничитель мощности. Отключение ЭЧСР на
холостом ходу приводит к увеличению ча­
стоты вращения турбины на 80—90 об/мин.
Поэтому после сброса нагрузки из-за от­
ключения генератора от сети отключение
ЭЧСР можно производить только после сни­
жения частоты вращения до 3000 об/мин.
ЭЧСР является важным звеном
системы регулирования современ­
ных мощных турбин, поэтому экс­
плуатация турбины при нагрузках
свыше 30% номинальной с отклю­
ченной ЭЧСР недопустима.
4-3. НЕИСПРАВНОСТИ СИСТЕМЫ РЕГУ­
ЛИРОВАНИЯ
Ненормальная работа системы
регулирования может быть вызвана
тремя причинами:
а) несовершенством конструкции
отдельных узлов схемы регулирова­
ния;
б) неправильной наладкой систе­
мы регулирования;
в) износом трущихся поверхно­
стей, увеличением зазоров, заносом
шламом окон букс и другими явле­
ниями, связанными с длительной
или некачественной эксплуатацией
системы регулирования.
Неполадки, отнесенные к первой
группе, могут быть устранены толь­
ко путем модернизации узлов си­
стемы регулирования. Эти работы
выполняются специальными ремонт­
но-наладочными организациями или
заводами-изготовителями. Неполад­
ки, отнесенные ко второй группе, мо­
гут быть устранены наладочными от­
делами энергосистем или работника­
ми станций при наличии достаточно
квалифицированного персонала. Не­
поладки, отмеченные в п. «в», устра­
няются при проведении капитально­
го или текущего ремонта.
Неисправности систем регулиро­
вания могут быть самого разного
свойства. К наиболее типичным и
серьезным можно, например, отне­
сти повышение частоты вращения
выше уровня настройки автомата
безопасности после сброса нагрузки,
невозможность удержать холостой
ход при пуске турбины при откры­
тии стопорных клапанов, низкое бы­
стродействие системы регулирова­
ния, качания системы регулирова­
ния, высокочастотные пульсации от­
дельных элементов этой системы, не­
возможность полностью нагрузить
турбину или разгрузить ее. Причина­
ми перечисленных и других неис­
правностей системы регулирования
могут быть столь разнообразные и
трудновыявимые дефекты работы от­
дельныхО узлов, что наладка неисправнои системы регулирования за­
частую требует проведения ряда спе­
циальных испытаний и измерений.
В качестве примера рассмотрим
подробнее такую неисправность си­
стемы регулирования, как повыше­
ние частоты вращения после сброса
нагрузки выше уровня настройки
автомата безопасности.
Этот дефект весьма распростра­
нен в турбинах старых типов и свя­
зан в определенной степени с несо­
вершенством самой системы регули­
рования. В современных установках,
где широкое распространение нахо­
дят регуляторы по ускорению, электрогидравлические преобразователи
и другие элементы, увеличивающие
быстродействие системы регулирова­
ния, чрезмерное повышение частоты
вращения после сброса нагрузки мо­
жет быть вызвано некачественной
наладкой или дефектами отдельных
узлов регулирования.
В озмож ны ми причинами повыш е­
ния частоты вращ ения после сброса
нагрузки до уровня настройки авто­
м ата безопасности являю тся:
а) Б о л ь ш а я степень неравном ер­
ности регулирования. У некоторых
турбин старого типа степень н ер ав­
номерности достигает 8— 10%, что
при сбросе нагрузки неизбежно
приводит к срабаты ванию автом ата
безопасности. У таких турбин необ­
ходимо уменьш ить степень неравно­
мерности до нормальной величины.
И зменение степени неравномерности
м ож ет быть произведено изменени­
ем жесткости пруж ины регулятора
скорости, изменением точки подвеса
промежуточных золотников, измене­
нием проф иля ку л ач к а обратной св я­
зи. В гидродинамических системах
регулирования и в системах регули­
рования с гидравлическими свя­
зям и изменение степени неравно­
мерности м ож ет быть достигнуто пу­
тем изменения проф иля окна в бук­
се золотника для слива м асла. П ри
осуществлении этих мероприятий
необходимо учитывать, что чрезм ер­
ное уменьшение степени неравно­
мерности м ож ет вы звать неустойчи­
вую работу регулирования.
б) Б о л ьш ая степень нечувстви­
тельности. Причины этого явления
и методы борьбы с ним были р а с ­
смотрены ранее.
в) Н едостаточное давлен и е м а ­
сла в системе регулирования. При
понижении давлен и я м асла в систе­
ме регулирования
увеличивается
время сервомоторов, что в свою оче­
редь ум еньш ает общ ее бы стродейст­
вие системы регулирования. Кроме
того, снижения давления м асла при­
водит к уменьшению зап асов д в и ж у ­
щей силы сервомоторов, что м ож ет
повлечь за собой неустойчивую р а ­
боту системы регулирования. С ни­
ж ение давлен и я м асла по сравнению
с расчетным вы зы вается пропуском
м асла в обратных, редукционных и
предохранительны х клап ан ах, перетечками в золотниках, буксах, серво­
моторах и других элем ентах систе­
мы регулирования, износом насоса.
Все эти деф екты могут бы ть у с т р а ­
нены си л ам и работников эл ек тр о ­
станции.
г) Н еплотное за к р ы ти е обратн ы х
к л ап ан о в регенеративной системы, а
т а к ж е регулирую щ их к л ап ан о в (за
исключением п е р в о г о ). Э та причина
т а к ж е м о ж ет быть у стр ан ен а в про­
цессе капитального или текущ его р е ­
монта оборудования.
д) В блочных турбинах, с н а б ­
ж ен н ы х эл ек тр о п р и ставкам и (Э Г П ),
где динам ические х ар ак тер и сти к и си­
стемы регули рован и я н аходятся на
долж н ом уровне, больш ое повы ш ение
частоты вр ащ ен и я при сбросе н а ­
грузки м о ж ет зав и сеть от некачест­
венной работы Э Г П . Д л я н а л а д к и
этого у з л а необходимо снять х а р а к ­
теристики Э Г П : зависим ость изме^
нения давл ен и я, у п р ав л яю щ его п ер е­
мещ ением отсечных золотников с е р ­
вомоторов (Рупр) от хода зас л о н к и
следящ его зо ло тн и ка (рис. 4-15,а ) г
и зависим ость этого д а в л ен и я от си­
лы тока, п одаваем ого на эл е к тр о м е ­
ханический п р ео б р азо в ател ь (р и с .
4-15,6). Эти х ар ак тер и сти к и сн и м а ­
ю тся на неподвиж ной м аш ине при
вклю ченном насосе системы р егу л и ­
рования. Ток на эл ек тр о м ех ан и ч е­
ский п р ео б р азо в ател ь п одается от
вы прям и теля.
С нятие х ар ак тер и сти к Э Г П п о з­
во л яет сопоставить их с д ан н ы м и
заводски х испытаний, а т а к ж е опре­
дели ть нечувствительность этого у з ­
л а. Все н аладочн ы е работы по у ст­
арактеристики Э ГП
ранению причин чрезмерного повы­
шения частоты вращения после сбро­
са нагрузки должны завершаться
испытаниями на сброс нагрузки.
4-4. ЭЛЕМЕНТЫ
ТУРБИНЫ
ЗАЩИТЫ
ПАРОВОЙ
Органы защиты турбины пред­
назначены для предохранения агре­
гата от ненормальных режимов, спо­
собных вызвать повреждение обору­
дования.
Важнейшей защитои является
защита, предохраняющая турбину
от повреждений, вызванных чрез­
мерным повышением частоты вра­
щения ротора.
В современных турбинах напря­
жения от центробежных сил в ло­
патках и дисках очень велики, и
в некоторых деталях при нормаль­
ной частоте вращения запас прочно­
сти по отношению к пределу текуче­
сти составляет лишь 1,6— 1,8. По­
скольку напряжения от центробеж­
ных сил при увеличении частоты
вращения возрастают пропорцио­
нально ее квадрату, чрезмерное уве­
личение частоты вращения ротора
может вызвать разрушение лопаток и
дисков от центробежных сил. Эта
авария относится к разряду наибо­
лее тяжелых, вследствие чего защи­
та от опасной частоты вращения
должна быть особенно надежной.
В систему защиты от недопусти­
мого повышения частоты «ращения
входят: автомат безопасности, зо­
лотники или клапаны автомата без­
опасности, стопорные и регулирую­
щие клапаны ЧВД, стопорные и ре­
гулирующие клапаны ЧСД и сброс­
ные клапаны для турбин с иромперегревом,органы парораспределения
на регулируемых отборах (регули­
рующие клапаны и поворотные диа­
фрагмы) для турбин с регулируе­
мыми отборами, обратные клапаны
на трубопроводах регулируемых и
нерегулируемых отборов пара, гид­
равлические и рычажные связи меж­
ду автоматом безопасности и испол­
нительными органами.
В турбинах отечественного про­
изводства в качестве предохрани­
тельных выключателей применяют­
ся автоматы безопасности пальце­
вого и кольцевого типа.
На рис. 4-16 представлен авто­
мат безопасности кольцевого типа.
При увеличении частоты вращения
сверх предельной кольцо под дей­
ствием центробежных сил смещает­
ся на определенную величину, вы­
зывая расцепление рычагов систе­
мы защиты или перемещение золот­
ников
или
клапанов
автомата
безопасности и в конечном итоге
быстрое закрытие стопорных клапа­
нов. Одновременно с закрытием
стопорных клапанов закрываются
Рис. 4-16. Кольцевой автомат безопасности.
1 — бойки кольцевого типа; 2 — гайка для изменения натяга пружины: 3 — палец;
4 — тарелка
для
упора
пружины;
5 — вал насосной группы; 6 — ось крепления пальца; 7 — втулка; 8 — пружина, лриавтомата безопасности без
жнмаю щ ая боек к втулке; 9 — камера для подачи масла при испытании
повышения частоты вращения.
регулирующие клапаны, поворотные
диафрагмы или перепускные клапа­
ны турбин с регулируемым отбором
пара, обратные клапаны на регули­
руемых и нерегулируемых отборах.
В установках с промперегревом дол­
жны закрыться стопорные и регу­
лирующие клапаны ЧСД и открыть­
ся сбросные клапаны на горячих
нитках промперегрева. Изменяя на­
тяжение пружины, можно настроить
автомат безопасности на срабатыва­
ние при различных частотах враще­
ния.
Согласно ПТЭ автомат безопас­
ности должен быть отрегулирован
на срабатывание при повышении ча­
стоты вращения ротора турбины на
Ю— 12% сверх номинальной или до
величины, указанной заводом-изготовителем.
В турбинах большой мощности
для повышения надежности приме­
няются два бойка автомата безопас­
ности,
действующих
независимо
друг от друга. Кроме того, на неко­
торых агрегатах действие центро­
бежных выключателей дублируется
дополнительной защитой от регуля­
тора скорости.
В системах защиты имеется так­
же устройство для ручного отключе­
ния турбины по месту и со щита,
а также электромагнитное устрой­
ство (одно или два) для ввода ко­
манд на отключение турбины от
различных электрических датчиков
защиты.
Необходимым условием надеж­
ной работы системы защиты турби­
ны от разгона является системати­
ческая проверка работы ее элемен­
тов. Сроки 'проверки системы защи­
ты определяются ПТЭ.
Проверка производится на оста­
новленной турбине, на холостом хо­
ду и при работе турбины под на­
грузкой.
Проверка на остановленной тур­
бине производится с целью опреде­
ления быстродействия защиты, а
также надежности закрытия стопор­
ных и регулирующих клапанов пу­
тем визуального наблюдения или
с помощью электросекундомеров.
При пуске турбины после монтажа,
после реконструкции защиты или
в случае ухудшения ее действия
проверка производится с осциллографированием перемещения всех
основных органов защиты и давле­
ния жидкости в линиях регулирова­
ния и защиты. При этом время за­
паздывания закрытия и время за­
крытия стопорных, регулирующих и
обратных клапанов не должно пре­
вышать величин, указанных заводом-изготовителем или приведенных
в [67].
Испытания защиты на холостом
ходу турбины производятся отклю­
чением турбины кнопкой или рыча­
гом ручного отключения (дважды),
поочередным расхаживанием бойков
(колец) автомата безопасности пу­
тем подачи рабочей жидкости (по
2 раза), поочередной проверкой сра­
батывания бойков (колец) при по­
вышении частоты вращения, причем
в случае проверки защиты повыше­
нием частоты вращения предвари­
тельное расхаживание автомата
безопасности маслом не производит­
ся. Испытания проводятся при пол­
ностью открытых стопорных клапа­
нах ЧВД и ЧСД, открытых байпа­
сах ГПЗ, закрытых ГПЗ (на турби­
нах, байпасы ГПЗ которых не обес­
печивают необходимый расход пара
на холостом ходу, ГПЗ полностью
открываются, а их байпасы закры­
ваются). Перед испытаниями прове­
ряется готовность к пуску пускового
маслонасоса и насоса смазки и про­
изводится расстановка дежурного
персонала: у кнопки (рычага) ручно­
го отключения турбины, у привода
механизма возвращения защиты
в рабочее положение, у ключа пуска
пускового маслонасоса. В опытах
с повышением частоты вращения —
дополнительно у механизма повы­
шения частоты вращения и для за­
мера частоты вращения. Замер ча­
стоты вращения производится тахо­
метром с ценой деления не более
20 об/мин или лабораторным элек­
трическим частотомером. В послед-
'нем случае на генератор подается
возбуждение.
Если автомат безопасности при
нужной частоте вращения не сраба■тывает, то турбину необходимо оста­
новить и произвести настройку авто­
мата изменением натяжения удер­
живающей пружины. Все данные
о результатах испытания заносятся
в специальный журнал проверки
-автомата безопасности.
Перед опробованием автомата
безопасности блочных турбин защи­
та по закрытию стопорных клапанов
должна быть отключена во избежа­
ние срабатывания защиты блока.
Испытание защиты от разгона
турбины повышением частоты вра­
щения является наиболее надежным
методом проверки как самого авто­
мата безопасности, так и остальных
узлов защиты в условиях, предель­
но приближающихся к натурным.
Однако для крупных агрегатов этот
метод заключает в себе ряд отрица­
тельных моментов. Прежде всего та­
кое испытание связано с выводом из
параллельной работы крупного агре­
гата, что может создать определен­
ные трудности в энергосистеме. Кро­
ме того, увеличение центробежных
сил в тяжело нагруженных элемен­
тах турбоагрегата даже при перио­
дических испытаниях крайне неже­
лательно.
Ответим, что разгрузка мощной
блочной турбины до холостого хода
и ее последующее нагружение тре­
буют времени и определенных по­
терь тепла. Эти операции также свя­
заны с изменением термического
состояния агрегата. В связи с этим
проверка защиты повышением ча­
стоты вращения производится со­
гласно ПТЭ только после разборки
автомата безопасности, перед испы­
танием на сброс нагрузки и после
длительного простоя (более 1 мес)
турбины. После же разборки систе­
мы регулирования и не реже чем
через каждые 4 мес допускается
проверка защиты без увеличения ча­
стоты вращения. При этом расха­
живание бойков (колец) автомата
безопасности подачей рабочей жид­
кости под боек (либо на заполнение
полости в кольце для увеличения
центробежной силы) при работе
турбины под нагрузкой может про­
изводиться только на турбинах, где
имеется возможность поочередно от­
ключать боек (кольцо) или его зо­
лотник от системы защиты, и в том
случае, если восстанавливающая ча­
стота вращения бойков выше номи­
нальной частоты вращения.
Перед расхаживанием дополни­
тельно к перечисленной расстановке
персонала ставится дежурный у ме­
ханизма управления турбиной. Это
необходимо для быстрого восстанов­
ления режима во избежание разо­
грева проточной части турбины
в случае, если произойдет закрытие
стопорных и регулирующих клапа­
нов.
Как было указано выше, этот ме­
тод позволяет проводить опробова­
ние только бойков автоматов без­
опасности и не может заменить ком­
плексного испытания всей системы
защиты, проводимого путем повы­
шения частоты вращения.
Д ля обеспечения безотказной
работы системы защиты турбины от
недопустимого повышения частоты
вращения необходимо постоянно
поддерживать все узлы этой защиты
в работоспособном состоянии. Для
этого следует систематически произ­
водить не только расхаживание бой­
ков (колец) автомата безопасности,
но и расхаживание клапанов авто­
матического затвора (а на некото­
рых турбинах по указанию заводаизготовителя и регулирующих кла­
панов), проверку посадки обратных
клапанов нерегулируемых отборов
пара, проверку плотности стопорных
и регулирующих клапанов ЧВД и
ЧСД, парораспределительных орга­
нов, обратных и предохранительных
клапанов регулируемых отборов.
Расхаживание клапанов перемеще­
нием шпинделя на часть хода долж­
но производиться ежедневно. На
турбинах с двумя и более парал­
лельными потоками свежего пара и
пара промперегрева и, соответ­
ственно двумя и более стопорными
и регулирующими клапанами ЧВД
и ЧСД производится поочередное
расхаживание стопорных и регули­
рующих клапанов .на полный ход
1 раз в 2 нед. или в сроки, указан­
ные заводами-изгртовителями. Про­
верку посадки обратных клапанов
всех отборов необходимо произво­
дить 1 раз в месяц. Проверка плот­
ности стопорных и регулирующих
клапанов ЧВД и ЧСД производится
перед остановом в капитальный
ремонт и при пуске после капи­
тального ремонта, но не реже 1 ра­
за в год.
Д ля оценки плотности стопорных
и регулирующих клапанов после
монтажа или реконструкции турби­
ны снимается эталонная кривая вы­
бега с номинальной частоты враще­
ния холостого хода при закрытых
запорной арматуре и обратных кла­
панах на паропроводах регулируе­
мых отборов и закрытых ГПЗ, бай­
пасе ГПЗ и стопорных клапанах.
В процессе выбега частота заме­
ряется по ручному тахометру.
Плотность стопорных и регули­
рующих клапанов проверяется раз­
дельно, за исключением тех типов
турбин, системы регулирования и
защиты которых не допускают не­
зависимое закрытие этих клапанов.
При проверке плотности клапанов
давление свежего пара поддержи­
вается номинальным, а остальные
параметры по турбине устанавли­
ваются на уровне, имевшем место
при снятии эталонной кривой вы­
бега.
Проверка плотности заключается
в определении кривой івыбега с номинальнои частоты вращения до
50% номинальной частоты при за­
крытии только стопорных клапанов
ЧВД и ЧСД и открытых регулирую­
щих или наоборот. При этом плот­
ность клапанов считается удовле­
творительной в том случае, если вре­
мя выбега до 50% номинальной ча­
стоты не больше, чем на 15—20%
времени, зафиксированного при сня-
тии эталонной кривой выбега. Плот­
ность двухседельных клапанов счи­
тается удовлетворительной в том
случае, если при их полном закры­
тии частота вращения турбины сни­
жается до 50% номинальной.
Совместная плотность стопорных
и регулирующих клапанов прове­
ряется при тех же условиях, что и
раздельная, и считается удовлетво­
рительной, если обеспечивает пол­
ный останов ротора турбины. Если
установившаяся частота вращения
превышает 50% ее номинального
значения, эксплуатация турбины не
допускается.
Проверка плотности парораспре­
делительных органов ЧСД и ЧНД
турбины с регулируемыми отборами
пара производится в те же сроки,
что и проверка стопорных и регули­
рующих клапанов. Проверка орга­
нов ЧСД и ЧНД выполняется после­
довательно на холостом ходу при
номинальной частоте вращения и но­
минальных параметрах свежего к
отработавшего пара. Предваритель­
но проверяются предохранительные
клапаны отборов. При этом плот­
ность парораспределительных орга­
нов отборов считается достаточной»
если в камере соответствующего ре­
гулируемого отбора при закрытии
парораспределительного
органа
с помощью маховика регулятора
давления или рукоятки его переклю­
чателя создается номинальное или
указанное в формуляре завода-изготовителя давление. Если во время
опыта давление в камере отбора
возрастет до уровня настройки пре­
дохранительного клапана и послед^
ний не сработает, опыт необходимо
прекратить, а клапан проверить и
устранить причину отказа.
Не менее важным обстоятель­
ством, обеспечивающим надежность
и безопасность турбины при сбросе
нагрузки, является плотность обрат­
ных клапанов на трубопроводах ре­
гулируемых отборов. При недоста­
точной плотности обратных клапа­
нов или их зависании во время
сброса может произойти недоиусти-
Рис. 4-17. Реле осевого сдвига.
мое повышение частоты вращения
турбины из-за попадания в нее пара
из отборов. Проверка плотности
производится на холостом ходу при
номинальной частоте вращения и
возбужденном генераторе. Парамет­
ры свежего и отработавшего пара
поддерживаются номинальными; ре­
гуляторы давления пара в отборах
отключены, а парораспределитель­
ные органы ЧСД и Ч Н Д полностью
открыты. Д ля проверки плотности
в трубопровод регулируемого отбора
подается пар от постороннего источ­
ника с давлением, не превышающим
максимально допускаемого в отборе.
При этом, если частота вращения
ротора не увеличивается, клапан
считается плотным. Плотность об­
ратных клапанов регулируемых от­
боров проверяется последовательно.
Вторым по своему значению
элементом защиты является реле
осевого сдвига. Это устройство пре­
дохраняет турбину от аварии вслед­
ствие недопустимого осевого сдвига
ротора, причиной которого может
быть выплавление или чрезмерный
износ баббитовой заливки колодок
упорного подшипника.
При недопустимом смещении ро­
тора в осевом направлении реле вы­
зывает закрытие стопорных и регу­
лирующих
клапанов
турбины.
В практике турбостроения нашли
применение реле золотникового,
струйного типа, однако наибольшее
распространение получило реле осе­
вого сдвига индукционного типа
(рис. 4-17), отличающееся большой
надежностью работы.
Принцип действия указанного
прибора основан на индуктивном
методе измерения малых перемеще­
ний. Реле снабжено указывающим
прибором, позволяющим во время
работы турбины следить за осевым
перемещением вращающегося рото­
ра в пределах его разбега между
колодками упорного подшипника,
а также за износом колодок.
Проверка реле осевого сдвига
должна производиться после каждо­
го ремонта турбины или смены ко­
лодок упорного подшипника. П ра­
вильность показаний указывающего
прибора проверяется щупом. Работу
защиты можно проверить сдвигом
электромагнита в осевом направле­
нии (фиктивное смещение). Такую
проверку необходимо производить
перед каждым пуском турбины. При
длительной безостановочной работе
агрегата проверку работы реле осе­
вого сдвига необходимо производить
1 раз в 3 мес. с выводом импульса
на сигнал.
Описание защит от недопустимо­
го понижения давления в системе
смазки турбоагрегата приводится
в гл. 5.
4-5. ЗАЩИТА БЛОЧНЫ Х ТУРБИН
Мощные блочные турбоагрегаты
имеют более развитую систему за­
щиты по сравнению с турбинами, ра­
ботающими от общего паропровода,
поскольку защита блочных турбин
тесно связана с защитой и автомати­
кой котла и питательных средств,
образуя единый комплекс техноло­
гических защит блока. Действие за­
щит турбины автоматически вызы­
вает останов блока или перевод его
на растопочную нагрузку. С другой
стороны, неполадки или аварии ко
тельного агрегата и питательных на­
сосов (отключение одного корпуса
котла, отключение основного пита­
тельного насоса)
автоматически
приводят к снижению нагрузки или
останову турбоагрегата.
Таким образом, защиту блочной
турбины нельзя рассматривать от­
дельно от всего комплекса обще­
блочных защит.
В зависимости от характера ава­
рий и выполняемых при этом «пере­
ключений действие тепловых защит
блока приводит:
а) к останову блока;
б) к останову корпуса котла;
в) к отключению турбины и пе­
реводу котла на растопочную нагрузку;
г) к переводу котла на растопоч­
ную нагрузку без отключения тур­
бины.
Рассмотрим некоторые условия
реализации указанных режимов,
за исключением п. «б», не связан­
ного с действием защит турбогене­
ратора.
К останову блока приводит дей­
ствие защит турбины, связанных со
срывом вакуума. Перевод блока на
растопочный режим при этом /невоз­
можен из-за запрета на включение
БРОУ, сбрасывающей -пар в конден­
сатор. По этой же причине произ­
водится останов блока при срабаты­
вании защиты турбины от падения
вакуума.
В качестве импульса для прове­
дения ^необходимых переключений
используются сигнал «закрыто» от
конечных выключателей стопорных
клапанов и сигнал по вакууму
в конденсаторе. При этом по им­
пульсу от конечных выключателей
стопорных клапанов, подтвержден­
ному импульсом, свидетельствую­
щим о наличии обратной мощности,
подается команда на отключение ге­
нератора от сети.
К останову турбины и переводу
котла на растопочную нагрузку при­
водит действие защит турбины, не
связанных со срывом вакуума. Та­
кой режим характерен для случаев,
когда имеется возможность быстро
восстановить нормальный режим ра*
боты блока. В качестве импульса
для перевода котла на растопочный
режим используется сигнал «за­
крыто» от конечных выключателей
стопорных клапанов. Отключение
генератора производится в том же
порядке, что и в предыдущем слу­
чае.
Защита, переводящая котел на
растопочную нагрузку без отключе­
ния турбины, работает при сбросе
нагрузки и отключении генератора
от сети. Защита срабатывает от
блок-контактов воздушного выклю­
чателя генератора.
Вся система защит блочной установки
выполнена по иерархическому принципу, так
что при срабатывании защит, отключающих
блок, защиты, снижающие нагрузку или пе­
реводящие котел на растопочный режим,
не действуют.
Для защит, в которых возможно слу­
чайное или ложное срабатывание, приме­
нены два прибора, контакты которых сое­
динены последовательно. В этом случае дей­
ствие защиты происходит при замыкании
контактов обоих приборов. Д ля особо от­
ветственных защит применяется включение
трех приборов, работающих по системе едва
из трех». В этом случае замыкание контак­
тов
любых
двух
приборов приводит
к срабатыванию защиты. Такая система
не только предотвращает ложное сраба­
тывание,
но
и
позволяет
исключить
отказы в работе защиты по причине вы­
хода из строя одного (любого) из прибо­
ров. Для^ исключения срабатывания защиты
от случайных, кратковременных отклонений
параметров действие ряда защит происхо­
дит с выдержкой времени.
Действие защит сопровождается свето­
вым и звуковым сигналом на БЩУ. Кроме
того, при аварийном отключении оборудова­
ния в цепях защиты предусматривается вы­
падение флажков блинкера. При действии
нескольких защит выделение первопричины
останова агрегата достигается тем, что по­
сле выпадения флажка блинкера в цепи
защиты, сработавшей первой, шунтируются
обмотки блинкеров, установленных в цепях
других защит.
Переключения в цепях защит производятся с помощью индивидуальных накладок
и ключей, размещенных на панелях защиты.
С помощью этих элементов защита может
быть отключена или переведена на сигнал.
Отключение защиты или переключение
ее на сигнал может быть произведено толь­
ко с разрешения главного инженера стан-
ими или его заместителя, за исключением
случаев очевидной неисправности защиты,
угрожающей вызвать ложное срабатывание.
Защиты, препятствующие пуску и нормаль­
ному останову блока, деблокируются спе­
циально установленными ключами.
Д ля аварийного останова оборудования
на пультах блочного щита установлены
ключи и кнопки. Останов оборудования воз­
можен только при одновременном воздейст­
вии на соответствующие ключ и кнопку.
Помимо действия защит, предо­
храняющих и отключающих основ­
ное оборудование, в системе защит
энергоблока предусмотрены защиты
локального характера. Их назначе­
ние — защитить
отдельные узлы
основного оборудования, а также не
допустить
срабатывания
более
«сильных» защит, вызывающих от­
ключение турбины или всего блока.
табл. 4-1 приводится объем за­
К таким защитам относятся:
щит блока 300 МВт да сверхкрити­
1)
защита при повышении дав­
ческие параметры пара с их харак­
ления свежего пара до 1-го преде­
теристиками. Приводятся только
ла — вызывает включение БРОУ
защиты, действующие со стороны
(РОУ-1) и открытие задвижки на
турбогенератора.
подводе конденсата к паросбросно­
Указанные в табл. 4-1 защиты
му устройству;
соответствуют «Объему и техниче­
2) защита при повышении дав­
ским условиям на выполнение авто­
ления свежего пара до 2-го преде­
матических защит энергетического
л а — вызывает принудительное от­
оборудования блочных установок
крытие импульсных предохранитель­
мощностью 300 МВт». Однако
ных клапанов на линиях свежего
в практике эксплуатации энергобло­
пара;
ков такого типа «находят применение
3)
защита
при
повышении
тем­
и другие виды защит, как, напри­
пературы вторично перегретого пара
мер:
до
1-го
предела
—
вызывает
подачу
1) защита от беспарового режиаварийного
впрыска
во
вторичный
ма —
действует на отключение тур­
пароперегреватель;
бины или на сигнал;
4) защита при понижении давле­
2) защита
от
недопустимого
ния в системе смазки до 1-го предеотносительного удлинения ротора
ла
вызывает включение резервно­
действует на отключение турбины
го маслонасоса переменного тока и
или сигнал;
одновременно с ним включение в ра­
3) защита от недопустимой раз­
боту первого аварийного маслонасо­
ности температур по верху и низу
са постоянного тока, который затем
цилиндра— действует на отключе­
отключается с выдержкой времени
ние турбины или сигнал;
5 с в случае восстановления давле­
4) защита от гидравлического
ния (в турбинах Л М З). В турбинах
у д а р а — действует на отключение
ХТГЗ автоматическое отключение
турбины или блока;
маслонасосов постоянного тока не
5) защита от вибрации турбипредусматривается;
иы — действует на останов турбины
5) защита при понижении давле­
или сигнал;
ния в системе смазки до 2-го пре­
6) защита при резком сбросе над е л а — вызывает включение второго
трузки до 50% — действует на пере­
аварийного маслонасоса постоянно­
вод блока на 50%-ную нагрузку;
го тока, который в дальнейшем мо­
7) защита при резком сбросе на­
жет быть отключен лишь вручную;
грузки до 30% — действует на пере­
вод блока на 30%-ную нагрузку;
6) защита при понижении давле­
8) защита при подрыве предо­
ния рабочей жидкости в системе рехранительных клапанов на холодной
гулирования турбины до 1-го иределинии промперегрева — действует на
л а — вызывает включение резервных
насосов (переменного и постоянного
перевод блока на растопочную на­
грузку без останова турбины.
Л
со О а> *
я—
Я *=* *
< иг
•
I
8
!
С
З
Е
^
о О
ш&
э
°
£
Г
2
І
°
н я
СО О
)
а> ■
я н* Я о
я с- я Й шянр
ь
%V
со
н
я
ОЛ
I
ғ- _
£- Я О ~ а> -з
ч X к >>я
а я я
шрщ
Ш а. Я о о .
я »я
со | Щ
о о
ь- СГо4з я
я со
я
2 со
со О
о
|р
•V
9 О-СО (М а щ Я
а
»я
<й
е*
а
к
93
О)
*
Ч
а
с
со
О
СО
О
О.
аН
С
I • I
я со
я
о.
>»
СО I I
н
ч >> со
Һ я ал к
о а* о я
к о
я
ал
о |Щ
я
а> | а 1*=з 1я
ОмО- иГ &о
а>
о
со
а
я Н >»
к О я
ю я з*
о
о.
>» со
6- е=( н
&
О
о
о я со
о ал Омао .
3
3
О.
и
С
О
СО со
н ал
о с К я
а
<0
о
я
со
р
о
■в
ал
Я
о
•
Е-
|
1
к
К
и
с
а
к
к
о
о
О
о
о
<м
I °
О
сч
о
с-
Н
О)
►
О
н
и
Ш
со
3
а
>
>
а
Б
ва
>>
§
о.
03
сои
:г :г
к
ч
с* е*
о и
•ю ю
в
<М
а «г
и
о о
з ь
0*10
+1о*
00 + 1
05 О
т т
я
ИМ80СІ
-ИМ 0ІГ0ӘГ
ӘИЬИІГВН
и
ш
ои
О
2со
со
3
со «
3« £Й
СО
Ля
ЙЙ
Е *•
Ц
Я «з
а а
*
§.
СО
X
и
Си
со
В
О
2
Си
0Л
н
X
>»
со
*=с
н
о
о
из
>>
с
£
3 »я
а О
^ ,1
Н и
СО Ю
л
н
3
Іев
со
Iа>I
Я
м
«а9
О
©
3
О, 04
<ЕГ>>
с 1
2 е*
ал й>
н О*
а)
к соО
5
33 СО
ОЛ С *=1
* О а*
к и си
Я ОЛ а»
о
С
а Я
а;
а §
о
О
н
ал
н
ал
’
а>
н
а
я
а
к
а •д
я
н
О) юя
со Ом
я
*г*
к >>
сг н
а> •ш
#
я я
а н
а> я
ю а
о сз
со со
н 92«
я о
э 2
я
1і—,
а
о
Ом
ал
а)
я
о
о
о.
>»
X
>*
а
*=С
н
о
о
я
&
со
а
со
2 к
к
гг ксо
я а
ж о
<и Ом
&^
и.
ал
Ом
X ал
О) 2
А X
О
С о
н
О
о а
я о -5
из н а>
х н
ал со а №
н н я 8
Я
со я о ОЛ
а 0
о х1
«=*
«
=
1
*
<и X 55
о со
и
4сл 5I о Ч
и X
о
со О
я
X Я
О о
и
о
& ая о я
со «=*
0“ 2(I)Г 2 оо .
о
1>> 2 X
ал сх
а о
І яя я
я
н
и
Ш
О
ч
хо
3 я
я с?
Я
X
я
ал
Я
я
о
0)
и
я н
Я
В
X 2
а в;
г X
3
со я
н я
О О
н
О X
я я
1=2 н
я
І о
N-4
X
я я
я о
Ом я
о СО
ІсотІ
н
н и X
о я
а ал X
3
я
а» я
н
>» ■Ег
я со
вг а
СО
*«лг
"
СО
СО
*=:
а
СО
2
X 2
3
я я
к е=1
о О
Ом со
03
.X
ал
о
О О,
о
н
О
а со
Ом
23
н
У
я
о
я
о
о
о
о
я со
Ом я
*£
к
я
я
X
со
ш?
X
О
I •
X
СО
О н
о
я
о
н
о
я
со
О)
Ом
а»
0*
«Я ш
3
я
1а» ° оо
н
со
2СО |_&
г>О
м
а»
& І яа»
и
В
Он
с
я 2 н
С
ш
3
я я
я
о
*з Ом
я н
Ом
о а
я о
о X
н я
а
С
со
со
Ом
ч\*
Ом
О)
X X
£
я
СО
Ш
<и
Е
о
со
Си
о
ь
СО
Си
ал
я
а
л
1т
X
Щя
я
ал
аг
2
§
я
н ВБ
о Н
<и
и
7) защита при повышении уров­
ня в любом из ПВД до 1-го преде­
л а — вызывает закрытие задвижек
на входе и выходе воды из группы
ПВД с одновременным открытием
задвижек на байпасной линии и за­
крытие задвижек на подводе пара
к каждому подогревателю;
8) защита при понижении давле­
ния греющего пара в первом по ходу
воды ПВД — вызывает переключе­
ние слива дренажа этого подогре­
вателя в последний по ходу воды
ПНД;
9)
защита при понижении дав­
ления пара, поступающего в деаэра­
тор, вызывает переключение пита­
ния деаэратора паром от источников
более высокого давления.
Проверка работы местных защит
должна проводиться систематически
по утвержденному графику.
Г л а в а пятая
МАСЛЯНАЯ СИСТЕМА ТУРБИНЫ
МАСЛОХОЗЯЙСТВА
5-1. ЭЛЕМЕНТЫ МАСЛЯНОЙ СИСТЕМЫ
ТУРБОАГРЕГАТА
Масляная система является эле­
ментом турбоустановки, в основном
определяющим ее надежную и без­
аварийную работу. Значительное
число аварий с турбоагрегатами
(пожары, выплавление подшипни­
ков, отказ в работе систем регули­
рования и защиты) происходит изза неудовлетворительной эксплуата­
ции и конструктивного несовершен­
ства элементов маслосистемы. Имен­
но поэтому вся маслосистема в це­
лом и ее отдельные элементы непре­
рывно совершенствуются.
Масло в паротурбинной установ­
ке участвует в системе смазки и
в системе регулирования турбоагре­
гата. В мощных агрегатах блочного
типа масло к тому же является и
смазкой для питательных насосов, и
рабочей жидкостью для их гидро­
муфт. В турбогенераторах с во, I
родным охлаждением масло также
служит для уплотнения водородной
системы.
Все маслопроводы турбоагрегата
можно условно разделить на две
группы. К первой группе относятся
маслопроводы низкого давления.
Это в первую очередь маслопроводы
И ЭКСПЛУАТАЦИЯ
системы смазки турбоагрегата и по­
дачи масла к гидромуфте питатель­
ного электронасоса. К этой группе
также можно отнести маслопроводы
системы
уплотнения
генератора
с водородным охлаждением. Д авле­
ние масла в системе смазки турбо­
агрегатов не превышает 0,295 МПа
(3 кгс/см2), а в системе уплотнения
генератора 0,392 МПа (4 кгс/см2) .
Ко второй группе относятся мас­
лопроводы системы регулирования
и защиты турбоагрегата. В этой си­
стеме масло является средой, пере­
дающей регулирующий импульс, а
также рабочей жидкостью гидравли­
ческих сервомоторов. Максимальное
давление в этой системе (без учета
повышения давления при гидроуда­
рах, возникающих во время динами­
ческих процессов)
определяется
напором, создаваемым главным мас­
ляным насосом. Это давление зави­
сит от мощности, параметров и кон­
структивных особенностей турбо­
агрегата. У турбин малой и средней
мощности давление главного маслонасоса составляет величину 0,49—
0,98 МПа (5— 10 кгс/см2). По мере
роста мощности турбоагрегата и на­
чального давления пара требуется
повышать давление силового масла.
Это необходимо для ограничения
размеров сервомоторов и повышения
быстродействия системы регулиро­
вания.
В масляную систему турбоагре­
гата входят: а) система смазки;
б) система регулирования и защи­
ты; в) главные и вспомогательные
маслонасосы; г) масляный
бак;
д) система охлаждения масла; е) си­
стема уплотнения генератора с во­
дородным охлаждением; ж) элемен­
ты защиты, блокировки и контроля
маслосистемы.
а) Система смазки
При использовании в системе ре­
гулирования масла система смазки
снабжается маслом от главного на­
соса, предварительно пропущен­
ным через редукционный клапан.
Регулируя натяжение пружины ре­
дукционного клапана, можно менять
в широких пределах давление мас­
ла, поступающего на смазку. При
нормальной работе турбоагрегата
это давление должно поддерживать­
ся на уровне, рекомендованном заводом-изготовителем.
Система смазки имеет общую на­
порную и сливную линии. Из на­
порной линии масло индивидуально
подводится к каждому подшипнику.
Количество
масла,
подаваемого
в подшипник, определяется темпера­
турным режимом работы последнего
и регулируется специальной дози­
рующей шайбой, установленной на
входе.
В некоторых конструкциях упор­
ных подшипников дозирующие шай­
бы ставят в сливных окнах вклады­
ша, чтобы обеспечить в нем избы­
точное давление смазки и избежать
тем самым появления вакуумных
зон, снижающих несущую способность подшипника. Сливные линии
всех подшипников образуют общую
магистраль, по которой масло самотеком сливается в грязный отсек
маслобака. Такую схему смазки
■ ____
обычно имеют турбоагрегаты с ше­
стеренчатыми или винтовыми глав­
ными маслонасосами (рис. 5-1).
В системах с главными маслона­
сосами центробежного типа, уста­
новленными на валу турбины, пода­
ча масла в подшипники производит-
Рис. 5-1. Схема маслоснабжения турбины с главным насосом объемного типа
/ — главный масляный насос; 2 — редукторная передача; 3 — масляный бак; 4 — система регулирования;
5 — пружинный редуктор; 6 — маслосбрасывающий клапан
высокого давления; 7 — маслосбрасывагощий клапан низкого давления; 8 — маслоохладитель; 9 — вспомогательный турбомасляный насос; 10 —
обратный клапан; / / — аварийный электромасляный насос; 12 — электродвигатель постоянного тока; 13 —
масло к подшипникам.
Рис. 5-2. Схема маслоснабжения турбины с центробежным главным насосом.
/ — система регулирования; 2 — главный масляный насос; 3 — двухпозиционный клапан-переключатель;
4 — маслоохладители; 5 — сливной клапан; 6 — реле давления масла; 7 — масляный бак; 8 — инжектор
системы смазки; 9 — инжектор главного масляного насоса; /0 — насос системы смазки с электродвига­
телем постоянного тока; И — насос системы смазки с электродвигателем переменного тока; 12 — пуско­
вой масляный насос.
ся с помощью специального инжектора смазки (рис. 5-2). В этих же
системах маслоснабжения для соз­
дания избыточного давления во вса­
сывающем патрубке главного мас­
лонасоса устанавливают инжектор
подпора. Оба инжектора работают
от линии силового масла главного
насоса. Системы смазки, подобные
представленной на рис. 5-2, приме­
няются для турбин мощностью до
200 МВт.
Д ля современных мощных тур­
боблоков отечественного производ­
ства, у которых в системах регули­
рования используются негорючие
жидкости, системы смазки выполня­
ются иным образом (рис. 5-3).
У этих агрегатов масло в подшип­
ники подается специальным центро­
бежным насосом низкого давления.
Этот насос снят с вала турбины и
установлен возле маслобака, кото­
рый в свою очередь в целях пожаро­
безопасности отнесен к нулевой от­
метке машинного зала, на достаточ­
ное расстояние от турбины.
В последнее время в практике
турбостроения для режима враще­
ния роторов валоповоротным уст­
ройством (ВПУ) находит примене­
ние принцип гидростатической смаз­
ки подшипников. Как известно, мас­
ляный клин между шейкой вала и
подшипником образуется при окруж­
ной скорости не менее 1 м/с, что
соответствует частоте вращения ро­
тора, равной 40—‘50 об/мин. При
меньших значениях частоты враще­
ния шейка вала имеет непосред­
ственный контакт с баббитовой з а ­
ливкой .вкладыша, что приводит
к интенсивному износу подшипника.
Для создания в подшипниках ис­
кусственного смазочного слоя уста­
навливаются специальные высоко­
напорные вспомогательные маслонасосы малой производительности, соз­
дающие давление масла, равное
9,8— 11,8 МПа (100— 120 кгс/см*).
При подаче масла такого давления
в подшипники турбины под шейки
ротор даже в неподвижном со­
стоянии «всплывает», что позволяет
Рис. 5-3. Схема мзслоснабжения турбины К-300-240 ЛМЗ.
бак;- 2 “■ на?осы смазки переменного тока; 3 — насосы смазки постоянного тока* 4 — түпбнгИ * ^ * Т£ » ЬВ0?
| соса: 5 ~ питательный турбонасос; 6 — питательный электронасос; 7 — редуктор- 8 —
гидромуфта, 9 — электродвигатель питательного насоса; 10 — доливочный бак* / / — эксгаустеиы* 12 —
адсорберы; 13 — к центрифуге; 14 валоповоротное устройство; 15 — аварийные емкости м асла’ 16 —
м ^ о о а д а д н т е л ь ПЭИ; /7 — основные маслоохладители; 18 — ЦВД турбины; 19 — IXСД турбины! 20 —
Ц Н Д турбины. 21
генератор; 22 — возбудитель; 23 — регулятор подачи масла на гидромуфту 2 4 _на
масл°насосов уплотнений генератора; 25 - в бак аварийного слива; 26 - в ап п аР ^н ую
от центрифуги.
применять и быстроходные валоповоротные устройства и предотвра­
щать износ баббитовой заливки под­
шипников при тихоходных ВПУ. При
достижении ротором частоты вра­
щения, при которой создается мас­
ляный клин, насосы высокого давле­
ния могут быть отключены.
б) Система регулирования и защиты
Система регулирования и защи­
ты образуется из узлов регулирова­
ния и соответствующих маслопрово­
дов. Эти элементы весьма специфич­
ны для различных турбоагрегатов и
отличаются большим разнообразием.
Маслопроводы
этой
системы
в свою очередь подразделяются на
силовые и импульсные;
Масло в силовых линиях имеет
давление, равное давлению, разви­
ваемому главным маслонасосом.
Это давление практически постоян­
но при всех режимах работы турби­
ны, за исключением переходных
процессов, вызванных изменением
нагрузки, когда за счет кратковре­
менного увеличения расхода давле­
ние силового масла снижается.
Давление масла в импульсных
линиях системы регулирования пе­
ременно и зависит от нагрузки и ре­
жима работы паровой турбины. Это
давление может меняться как авто­
матически за счет работы системы
регулирования, так и с помощью
органов ручного управления. Все
органы ручного управления имеют
электрический дистанционный при­
вод на главный и блочный щиты
управления.
Рис. 5-4. Масляный бак турбины ТМЗ.
/ — маслоохладитель: 2 — переключающий кран нижний; 3 — обратный клапан; 4 — переключающий кран
верхний; 5 — механизм переключения маслоохладителей;
инжекторная группа;
7 — маслоуказатель
второго отсека; 8 — маслоуказатель первого отсека; 9 — сетки основной очистки масла; /0 — нижний до­
пустимый уровень; / / — верхний допустимый уровень; 12 — сетки предварительной очистки* 13 — к о о п у с
бака; 14 — опорная балка; /5 — Спускной вентиль.
Давление в импульсных линиях
системы защиты >при всех рабочих
режимах турбины постоянно. Изме­
нение этого давления происходит
только в случаях срабатывания эле­
ментов защиты турбоагрегата. И эти
линии имеют органы ручного управ­
ления для остановки турбины.
В современных турбинах широ­
кое распространение получили уства
[ля опробования бойков
автомата безопасности и периодиче­
ского расхаживания их в процессе
эксплуатации.
Маслопроводы этих узлов также
относятся к системе защиты турбо­
агрегата.
Требования, предъявляемые к си­
стемам регулирования и защиты,
а также вопросы эксплуатации этих
систем выделены в специальную
главу.
в) Главные и вспомогательные ма­
сляные насосы
Главные и вспомогательные на­
сосы системы регулирования и
смаэки турбоагрегата являются наи­
более ответственными элементами
маслосистемы и поэтому требуют
особо тщательного контроля и на­
блюдения.
Рассмотрим сначала системы
с приводом главного масляного на­
соса от вала турбины. Такую систе­
му маслоснабжения имеют и блоч­
ные
установки
мощностью
до
200 МВт включительно. У этих
агрегатов в качестве главного мас­
ляного насоса могут быть примене­
ны насосы как объемного, так и
центробежного типа. Как показы­
вает опыт эксплуатации огромного
количества турбин в СССР и за ру-
бежом, такой привод главных мас­
ляных насосов является наиболее
надежным, так как позволяет ис­
пользовать запас кинетической энер­
гии в роторах агрегатов для снаб­
жения подшипников маслом во вре­
мя вращения по инерции.
Маслонасосы объемного типа
(шестеренчатые и винтовые) имеют
редуктор, снижающий частоту вра­
щения до 700— 1500 об/мин. Необхо­
димость установки редуктора объяс­
няется тем, что эти насосы являются
тихоходными и не могут работать
с частотой вращения, равной рабо­
чей для современных турбин. Нали­
чие редуктора уменьшает надеж­
ность привода главного маслонасоса, усложняет эксплуатацию и
ремонт. Существен и другой недо­
статок таких насосов. Рабочая ха­
рактеристика насосов объемного ти­
па такова, что подача жидкости
у них не меняется при изменении
внешнего сопротивления и зависит
только от частоты вращения. По­
добная характеристика
главных
масляных насосов не может обес­
печивать необходимого быстродей­
ствия регулирования турбин. Во
время динамических процессов не­
обходимое увеличение подачи масла
в исполнительные органы регули­
рования возможно только за счет
соответствующего уменьшения по­
дачи мас/іа в подшипники. Все это
и послужило причиной повсемест­
ного отказа от подобных конструкций
насосов в современном турбострое­
нии. Единственным положительным
качеством насосов объемного типа
является то, что они могут подсасы­
вать не только несжимаемую жид­
кость (масло), но и способны соз­
давать разрежение во всасывающей
линии и в том случае, когда в ней
находится воздух. Таким образом,
насос объемного типа способен при
низкой частоте вращения ротора
подсасывать масло из бака и не тре­
бует предварительной заливки вса­
сывающей линии.
Следует отметить, что и КП Д на­
сосов объемного типа несколько вы­
ше, чем у центробежных, однако все
эти качества не позволяют этим на­
сосам успешно конкурировать с бы­
строходными насосами центробеж­
ного типа.
Центробежный масляный насос
на валу турбины может быть выпол­
нен без трущихся элементов, что
резко увеличивает надежность рабо­
ты насоса, а следовательно, и си­
стемы маслоснабжения. Кроме того,
производительность центробежного
насоса зависит от сопротивления на
выходе, что используется в системах
регулирования. Вступление в дей­
ствие регулирования уменьшает ги­
дравлическое сопротивление систе­
мы, благодаря чему автоматически
возрастает подача насоса. При этом
поступление масла в систему смазки
практически не снижается. На таком
принципе решен вопрос быстродей­
ствия гидродинамических систем ре­
гулирования паровых турбин [18].
Однако у центробежных насосов,
расположенных на валу турбины,
явление «самовсасывания» отсут­
ствует, поэтому для создания избы­
точного давления во всасывающей
трубе устанавливается масляный
инжектор подпора, питающийся от
напорной линии главного масляного
насоса. Избыточное давление масла,
создаваемое инжектором, препят­
ствует проникновению воздуха в ме­
стах выхода вала насоса из корпуса
и тем самым устраняет опасность
«срыва» работы насоса.
Главные масляные насосы цен­
тробежного типа выполняются как
одностороннего, так и двустороннего
всасывания.
Насосы одностороннего всасыва­
ния наиболее просты в конструктив­
ном выполнении. В этом случае они
выполняют функции как силового
маслонасоеа, так и импульсного
органа (импеллера).
У мощных турбоагрегатов сило­
вой маслонасос и импульсный маслонасос (импеллер), как правило,
разделены. В крупных установках
даж е при наличии иного импульсно­
го органа главный масляный насос
выполнен двустороннего всасыва­
ния. Это делается для уравновеши­
вания осевых усилий маслонасоса,
что очень важно при применении
подвижного соединения вала насоса
с валом турбины. В схемах с глав­
ным маслонасосом на валу турбины
питание маслом системы смазки
осуществляется от главного масло­
насоса через редукционный клапан
или инжектор смазки.
Наряду с главным насосом в си­
стеме
маслоснабжения имеются
вспомогательные насосы, которые
включаются в работу при пусках и
остановах агрегата, а также при
аварии главного маслонасоса или
других элементов маслоснабжения.
Эти вспомогательные насосы спро­
ектированы на разные давления и
производительности в зависимости
от того, какую функцию они выпол­
няют.
Пусковой маслонасос имеет мак­
симальную производительность и
напор из всех вспомогательных мас­
ляных насосов. В моменты пусков,
когда частота вращения ротора тур­
бины, а следовательно, и главного
маслонасоса мала, он должен заме­
щать главный масляный насос. Р аз­
виваемый пусковым маслонасосом
напор обычно значительно выше,
чем у главного маслонасоса, так как
этот насос используется для гидро­
испытаний системы после монтажа
или капитального ремонта.
В старых конструкциях наряду
е электрическим приводом пусковые
насосы имели и паровой привод от
однодисковой турбины. В более со­
временных турбоустановках от паро­
вого привода отказались, поскольку
увеличение надежности энергоси­
стем и энергоснабжения собствен­
ных нужд позволяют обходиться
электрическим приводом пусковых
насосов.
Кроме пусковых насосов, имеют­
ся аварийные насосы смазки с элек­
трическим приводом, причем один из
них питается от шин трансформато­
ра собственных нужд, а другой
имеет двигатель постоянного тока и
питается от аккумуляторных бата­
рей, которые постоянно находятся
под зарядкой. Эти насосы включа­
ются автоматически от реле давле­
ния масла в системе смазки и пред­
назначены для безаварийной оста­
новки турбоагрегата в случае резко­
го снижения давления масла, посту­
пающего на смазку. Электронасос,
работающий от аккумуляторных ба­
тарей, позволяет безаварийно оста­
новить турбину при потере 'напря­
жения собственных нужд. Естествен­
но, что этот насос должен иметь
минимальную мощность, если учи­
тывать малую емкость имеющихся
на станции аккумуляторных батарей
постоянного тока.
В турбоагрегатах отечественного
производства мощностью 300 МВт и
выше, как известно, главный масля­
ный насос снят с вала турбины и за­
менен системой насосов регулирова­
ния и насосов смазки с электриче­
ским приводом. Такое решение тес­
но связано с расположением масля­
ного бака на нулевой отметке, вдали
от горячих поверхностей турбины и
паропроводов. О преимуществах та­
кой компоновки более подробно бу­
дет изложено в разделе, посвящен­
ном масляным бакам. В данном раз­
деле следует отметить, что такое ре­
шение сокращает длину турбоагре­
гата, что в свою очередь уменьшает
пролет турбинного цеха. Кроме того,
в случае разрывов маслопроводов
смазки и при возникновении по этой
причине пожара можно остановить
электрический насос смазки и быст­
ро прекратить тем самым подачу
масла к месту пожара. Безаварий­
ный останов турбины в этом случае
осуществляется за счет аварийных
емкостей
масла,
размещенных
в крышках подшипников. При нали­
чии главного масляного насоса,
установленного на валу турбины,
прекратить подачу масла в систему
трубопроводов смазки невозможно.
Перенос всех масляных насосов на
нулевую отметку позволяет обеспе­
чить работу каждого насоса «под
заливом». Это устраняет необходи-
мость в инжекторе 'подпора для цен­
тробежных насосов и полностью исключает возможность срыва насоса
из-за подсоса воздуха.
Для большей надежности масло­
снабжения блоков от масляных элек­
тронасосов на каждом агрегате
устанавливается по четыре насоса:
два главных с двигателями пере­
менного тока и два аварийных с дви­
гателями постоянного тока. ЛМЗ
для турбины К-300-240 в качестве
главных масляных насосов исполь­
зует вертикальные насосы типа
12КМ-15. Производительность каж ­
дого такого насоса 450 м3/ч, а напор
30 м вод. ст. Приводом служит
асинхронный
электродвигатель
А-92-4ВЗ мощностью 160 кВт. ХТГЗ
для турбин К-300-240 и К-500-240
использует горизонтальные насосы
типа 8НДв с производительностью
по 400 м3/ч и развиваемым напором
42 м вод. ст.
Приводом к этим насосам слу­
жит асинхронный электродвигатель
А-101/6М мощностью 100 кВт. В ка­
честве аварийных насосов ЛМ З ис­
пользует насосы типа 12ҚМ-20 про­
изводительностью 430 м3/ч и разви­
ваемым напором 18 м вод. ст. Мощ­
ность электродвигателя постоянного
тока типа П-82-ВЗ 55 кВт. ХТГЗ
для аналогичных турбин применяет
аварииные масляные насосы типа
5НДв
производительностью
по
180 м3/ч и развиваемым напором
31 м вод. ст. Мощность электропри­
вода типа ПН-205 34 кВт.
Д ля одновальных турбоагрегатов
К-800-240 Л М З применяет те же
главные масляные насосы, что и для
К-300-240, но устанавливает их по
три на блок.
В работе одновременно находят­
ся два насоса. Такая схема при
условии, что электродвигатели рабо­
тающих насосов питаются энер­
гией от разных источников, более
надежна.
В случае отключения одного из
работающих насосов подача масла
в подшипники не прекращается, а
только уменьшается.
Ш
В таком случае получается схе­
ма маслоснабжения с постоянно
действующим резервом, где безопасность агрегата не зависит от авто­
матики.
При параллельной работе на
одну систему двух одинаковых цен­
тробежных насосов суммарная пода­
ча масла будет определяться сопро­
тивлением сети, и она меньше сум­
мы подач при раздельной работе
каждого насоса на ту же систему.
В случае остановки одного из насо­
сав сопротивление сети уменьшится,
одновременно с этим уменьшится и
напор оставшегося в работе насоса,
что вызовет увеличение его подачи.
В зависимости от рабочей характе­
ристики насоса увеличение подачи
может доходить до 30% нормаль­
ной.
учитывать
тельность одного масляного насоса
типа 12КМ-15 составляет 60^70%
нормальной потребности в масле
блока К-800-240, то при остановке
одного насоса уменьшение подачи
масла в подшипники произойдет не
более чем на 20%. Это вызовет
лишь понижение давления масла
в системе до уровня срабатывания
реле пуска резервного насоса.
Подобная схема маслоснабжения была проверена на блоке мощностью 300 МВт [49].
Однако наряду со всеми положи­
тельными свойствами электрическо­
го привода масляных насосов имеет­
ся и целый ряд недостатков такой
компоновки, о которых обслуживаю­
щий персонал должен иметь пред­
ставление.
Прежде всего надежность масло­
снабжения агрегата безусловно по­
нижается ввиду наличия электриче­
ского двигателя с его пусковыми и
защитными устройствами. Потеря
собственных нужд, резкие падения
напряжения при коротких замыка­
ниях в системе могут вызвать нару­
шение нормального маслоснабжения
турбоагрегата.
Недостатком является и то, что
для обеспечения быстродействия во
время переходных процессов необхо­
димо устанавливать насос регулиро­
вания с завышенной мощностью
электродвигателя.
г) Масляный бак
Масляный бак турбогенератора
выполняет целый ряд функций. Яв­
ляясь емкостью, необходимой для
обеспечения нормальной работы си­
стем регулирования и смазки, он
в то же время служит отстойником,
где происходит отделение от масла
воды и шлама, а также выделение
находящегося в масле воздуха.
Размеры масляного бака зави­
сят от типа и мощности турбоагре­
гата. У мощных турбин емкость
масляного бака достигает 70 м3.
Обычно емкость масляного бака
связывается с производительностью
главного масляного насоса. Ориен­
тировочно емкость бака можно при­
нять равной 4—8 мин производи­
тельности главного масляного насо­
са.
Емкость масляного бака опреде­
ляет также кратность циркуляции
масла в маслосистеме. Под кратно­
стью циркуляции понимается отно­
шение объемной производительности
главного масляного насоса к емко­
сти масляного бака.
В баках турбин более раннего
выпуска кратность циркуляции не
превышает 6—8, что обеспечивает
достаточную длительность пребыва­
ния масла в баке для его отстоя и
деаэрации. В новых мощных турбо­
агрегатах для уменьшения емкости
масляного бака приходится идти на
увеличение кратности циркуляции
до 12— 15. Это требует применения
особых устройств и мероприятий по
уменьшению обводнения и аэрации
масла, о чем подробно изложено
в § 5-4.
Масляные баки сравнительно не­
большой емкости размещаются под
полом машинного зала вблизи пе­
реднего стула турбины. Такое рас­
положение баков характерно для
турбоагрегатов, имеющих главный
масляный насос на валу турбины.
В масляных баках обычно раз­
мещается различное оборудование
маслосистем: инжекторы подпора
главных масляных насосов, инжек­
торы смазки, предохранительные и
редукционные клапаны, элементы
защиты маслосистемы.
В ряде конструкций на крышке
масляного бака располагаются вспо­
могательные насосы вертикального
типа и эксгаустеры, удаляющие из
бака масляные пары.
Для турбоблоков мощностью
300 МВт и выше у нас и частично за
рубежом принята независимая схе­
ма привода главного масляного на­
соса от основного вала. При этом
масляный бак выносится на нуле-
Вход
масла
Рис.
5-5.
Маслоохладитель
МБР-130-165.
/ — кран-воздушник; 2 — верхняя водяная камера;
3 — фланец; 4 — мембрана; 5 — корпус; 6 — труб­
ная система; 7 — гильза термометра; 8 — нижняя
водяная камера; Р — прокладки;
/0 — пробка.
/2 — прокладки; А , Б — патрубки входа и вы­
хода масла; В, Г — водяные патрубки.
\
вую отметку машинного зала и
устанавливается на некотором рас­
стоянии от турбины.
При таком расположении масля­
ного бака уменьшается пожароопас­
ность турбоагрегата, улучшаются
условия эксплуатации и ревизии ба­
ка, облегчается компоновка регене­
ративной схемы и трубопроводов,
фундамент турбины разгружается
от массы наполненного маслом ба­
ка. Масляный бак находится в более
благоприятных температурных усло­
виях.
Новые турбины Уральского турбомоторного завода имеют масля­
ные баки с встроенными маслоохла­
дителями. Масляный бак такого ти­
па изображен на рис. 5-4.
д) Система охлаждения масла
Система
охлаждения
масла
включает в себя маслоохладители и
соответствующие трубопроводы с не­
обходимой контрольно-измеритель­
ной аппаратурой. Через маслоохла­
дители 'пропускается лишь масло
низкого давления, идущее на смаз­
ку турбоагрегата. Это позволяет
сделать маслоохладитель более про­
стым по конструкции, увеличивает
плотность и надежность работы си­
стемы охлаждения. Давление масла
всегда должно быть выше давления
охлаждающей зоды, чтобы исклю­
чить проникновение воды в масло
при возникновении трещин в труб­
ках маслоохладителя или при нару-
Рис. 5-6. Схема маслоснабжения уплотнений водорода турбогенератора ТВВ-320-2.
/ — масляный бак: 2 — насос с электродвигателем постоянного тока; 3 — насосы с электродвигателями
переменного тока; 4 — маслоохладитель; 5 — выход воды; 6 — вход воды; 7 — гидравлический затвор; 8 —
регулятор давления уплотняющего масла; 9 — масло от возбудителя; 10 — сторона возбудителя; / / — под­
шипник генератора (задний); /2 — регулятор давления прижимного масла; 13 — демпферный бак; 14 —
указатель уровня масла; 15 — уплотняющие подшипники; /5 — подшипник генератора (передний); Я —
подшипник турбины; 18 — сторона турбины; 19 — центробежный вентилятор; 20 — атмосферная линия.
шении плотности вальцовочного сое­
динения трубок с трубной доской.
Попадание в масло воды в больших
количествах может резко ухудшит^,
условия смазки и привести к повреждению подшипников.
Попадание масла в воду являет­
ся меньшим злом, и оно может быть
обнаружено по уменьшению уровня
масла в маслобаке. В этом случае
поврежденный
маслоохладитель
должен быть отключен и вместо не­
го введен в эксплуатацию резерв­
ный. Конструкция типового масло­
охладителя представлена на рис. 5-5.
е) Система уплотнения генератора
с водородным охлаждением
В практике отечественного энер­
гомашиностроения водородное ох­
лаждение генераторов впервые бы­
ло внедрено на турбогенераторах
серии ТВ мощностью 100 МВт, вы­
пускаемых ленинградским заводом
«Электросила».
Водород в качестве агента,
охлаждающего обмотки ротора и
статора генератора, имеет целый ряд
преимуществ по сравнению с возду­
хом. Теплоемкость водорода почти
в 10 раз больше, чем у воздуха, а
удельный вес водорода значительно
меньше.
Первое обстоятельство суще­
ственно улучшает охлаждение обмо­
ток ротора и статора генератора,
второе — уменьшает расход мощно­
сти на вентиляцию электрического
генератора. Замена воздуха водоро­
дом позволяет при всех прочих рав­
ных условиях на 15—20% увеличить
мощность генератора. Только приме­
нение новых методов охлаждения
(водородного,
форсиро
ванного, водородно-водяного и чисто
водяного) позволило создать к на­
стоящему времени электрические
генераторы мощностью от 200 до
1200 МВт в одном агрегате.
Однако применение водорода для
охлаждения генераторов привело
к значительному усложнению мас­
лосистемы и ее эксплуатации. Смесь
в
определенных
соотношениях
(3.3 81,5%) водорода с воздухом
является взрывоопасной и пожаро­
опасной. Поэтому проникновение
воздуха в водородную систему или
утечка водорода в атмосферу недо­
пустимы. Контакт воздуха с водоро­
дом возможен только в местах вы­
хода вала генератора из корпуса.
Для герметизации корпуса гене­
ратора применяется масляное уплот­
нение. Масло, подаваемое с опреде­
ленным давлением в кольцевой за­
зор на концах вала генератора, слу­
жит средой, изолирующей воздух от
водорода. При этом масло насыща­
ется воздухом и водородом. Насы­
щение масла водородом особенно
опасно, поскольку водород может
выделяться из масла и скапливать­
ся в застойных отсеках маслобака
и маслосистемы. Это может приве­
сти к взрывам, что уже неоднократ­
но имело место в практике эксплуа­
тации систем водородного охлажде­
ния. Насыщение масла воздухом ме­
нее опасно, но это приводит к за­
грязнению водорода, что ухудшает
его свойства как теплоносителя.
Поэтому в системе маслоснабже­
ния уплотнений генератора обычно
предусматривается система для очи­
щения масла от растворенного в нем
воздуха и водорода. Очистка произ­
водится путем вакуумной обработки
масла. Применение очистки улуч­
шает качество масла и позволяет
поддерживать в пределах 98—99%
высокую чистоту водорода в корпу­
се генератора, однако значительно
усложняет всю маслосистему. По­
этому в последних моделях мощных
турбогенераторов стремятся за. счет
модернизации самих уплотнений
уменьшить насыщение масла газа­
ми, в особенности водородом, и от*
казаться, таким образом, от масло­
очистки. Подобная схема представ­
лена на рис. 5-6.
Масляные уплотнения по устройству и
распределению масла разделяются на два
основных типа: кольцевые (осевые) и тор­
цевые (радиальные). Первые наиболее про­
сты в конструктивном отношении и рассчи­
таны на небольшое давление водорода.
Рис. 5-7. Схема уплотнения водорода коль­
цевого тңпа.
1 — вкладыш уплотнения; 2 — корпус уплотнения;
3 , 4 — кольцевые маслоподводящие каналы; 5 —
вал ротора; 6 — уплотнительный поясок; 7 — коль­
цевая канавка.
Рассмотрим схему кольцевого уплотне­
ния. приведенную на рис. 5-7.
Вкладыш уплотнения 1 может свобод­
но перемещаться в радиальном направлении
в пределах зазора между вкладышем и
шейкой вала. Масло, поступающее через
кольцевые каналы 3 и 4 уплотняет ради-
Сторона
Водорода
альный зазор и смазывает одновременно
баббитовую поверхность вкладыша. Необхо­
димым условием работы масляных уплотне­
ний является превышение давления уплот­
няющего масла на определенную величину
(0,049—0,078 МПа, или 0,5—0,8 кгс/см2) над
давлением водорода. Под действием этой
разности давлений масло сливается по ва­
лу как в сторону воздуха, так и в сторону
водорода.
Преимуществами уплотнений кольцево­
го типа являются конструктивная простота,
большая надежность, нечувствительность
к кратковременному изменению давления
масла. Однако уплотнения этого типа уме­
ют большой расход масла в сторону водо­
рода, что приводит к значительному -насы­
щению масла водородом. Кроме того, эти
уплотнения не могут работать при значи­
тельном давлении водорода. Применение
уплотнений такого типа, как правило, тре­
бует установки для дегазации масла.
В этом отношении более удачной кон­
струкцией являются уплотнения торцевого
типа (рис. 5-8). В этих конструкциях упор­
ный вкладыш 2 прижимается пружинами 5
к выступу 4 вала. Масло, как и в предыду­
щем случае, подается в середину вклады­
ша, однако утечка масла в сторону водо­
рода сократится за счет действия центро­
бежных сил в масляной пленке, стремящих­
ся направить поток масла в обратную сто­
рону. Благодаря этому утечка масла в сто­
рону водорода в таких конструкциях не
превышает 3—4 л в минуту. В этих же
конструкциях можно без существенного
увеличения утечки масла в сторону водо­
рода увеличить давление масла в масляном
клине и перейти на повышенное давление
водорода, что еще более увеличивает ин­
тенсивность охлаждения обмоток генера­
тора.
Дальнейшим
развитием
масляных
уплотнений водорода в генераторах являет­
ся двухпоточная конструкция (рис. 5 -9 ),
в которой масло, поступающее на уплотне­
ние делится на уплотняющее и прижимное
Рис. 5-8. Схема уплотнения водорода тор­
цевого типа.
Рис. 5-9. Схема уплотнения водорода двух­
поточного типа.
1 — корпус уплотнения; 2 — вкладыш уплотнения;
3 — уплотняющие кольца; 4 — вал ротора; 5 —
/ — сторона водорода; 2 — сторона воздуха; 3 —
нейтральная зона; 4 — двухлоточный уплотняіощий вкладыш.
спиральные пружины.
Применение современных схем масля­
ных уплотнений водорода в генераторах
уже не требует специальной маслоочистки,
однако и эти системы остаются достаточно
сложными. Они «включают в себя собствен­
ные масляные насосы, регуляторы давления,
имеют свою защиту и автоматику. Основной
задачей последней является поддержание
на заданном уровне давления масла.
В табл. 5-1 приводятся рекомендуемые
величины давлений уплотняющего и при­
жимающего масла в зависимости от типа
генератора и давления водорода [ 1].
Приведенные в табл. 5-1 данные ха­
рактерны как для новых турбогенераторов,
так и для старых с реконструированной си­
стемой уплотнений водорода.
Рис. 5-10. Схема маслоснабжения уплотне­
ния водорода двухпоточного типа.
1 — регулятор давления масла на водушпой сто­
роне
уплотнения;
2 — расширительный
бак;
3, 11 — масляные насосы воздушной стороны
уплотнения; 4 — уплотнительное кольцо; 5 — урав­
нительный регулирующий клапан; б — масляный
насос водородной стороны уплотнения; 7 — кор­
пус статора; 8 — поплавковый затвор; 9 — регуля­
тор уровня воздушной стороны уплотнения; 10 —
регулятор уровня водородной стороны уплот­
нения.
Давление этих потоков масла различно и
поддерживается на постоянном уровне спе­
циальными регуляторами (рис. 5-10).
Эти системы считаются более совершен­
ными, поскольку здесь давление в масля­
ном клине не зависит от частоты вращения,
как в уплотнениях торцевого типа, и может
поддерживаться на любом уровне в зави­
симости от давления водорода. Примером
такой системы может служить схема масля­
ного уплотнения турбогенератора ТВВ-320-2.
ж ) Элементы защиты, блокировки и
контроля маслосистемы
Поскольку от нормальной работы
маслосистемы в первую очередь за­
висит безопасность турбоагрегата,
эта система имеет свою автоматиза­
цию и защиту.
К
средствам
автоматизации
прежде всего относится блокировка
масляных насосов. Ввиду того, что
даже кратковременный тіерерыв в
снабжении маслом системы смазки
может вызвать выплавление под­
шипников,
маслонасосы
смазки
сблокированы таким образом,чтобы
включение резервного насоса произ­
водилось автоматически. Импуль­
сом для включения насоса является
Таб/ища 5-/
Давление, МПа (кгс/см1)
Тип турЗогвіератора
Т Г В -2 5
Т В С -3 0
Т В 2 -3 0 -2
Т В -5 0 -2
Т В -6 0 -2
Т В Ф - 100-2
Т В 2 - 100-2
Т В 2 -1 5 0 -2
Т В В -165-2
Т В В -2 0 0 -2
Т Г В -2 0 0
Т Г В -3 0 0
Т В В -3 2 0 -2
номинальное водо­
рода
уплотняющего масла
0 ,0 9 8 (1 ,0 )
0 ,0 9 8 (1 .0 )
0 ,0 9 8 (1 .0 )
0 ,0 9 8 (1 ,0 )
0 .1 9 6 (2 .0 )
0 .1 9 6 (2 .0 )
0 ,0 9 8 (1 .0 )
0 .1 9 6 (2 ,0 )
0 .2 9 4 ( 3 .0 )
0 ,2 9 4 (3 .0 )
0 ,2 9 4 (3 ,0 )
0 ,2 9 4 (3 .0 )
0 2 9 4 ( 3 ,0 )
0 ,1 3 7 — 0 ,1 4 7 ( 1 ,4 - - 1 ,5 )
0 . 1 3 7 — 0 . 1 4 7 ( 1 , 4 - -1.5)
0 , 1 3 7 - 0 , 1 4 7 ( 1 . 4 - -1.5)
0 ,1 4 7 (1 ,5 )
0 ,2 4 5 (2 ,5 )
0 ,2 4 5 2 .5 )
0 .1 6 7 (1 .7 )
0 ,2 5 5 — 0 , 2 6 5 ( 2 . 6 - - 2 , 7 )
0 ,3 5 3 (3 ,6 )
0 ,3 5 3 (3 ,6 )
0 ,3 7 3 - 0 ,3 8 3 ( 3 ,8 - -3 .9 )
0 ,3 7 3 - 0 ,3 8 3 ( 3 ,8 - -3 ,9 )
0 .3 6 3 (3 ,7 )
прижимающе­
го масла
0 .0 7 8 5 (0 .8 )
0 ,0 7 8 5 (0 ,8 )
0 .0 7 8 5 (0 ,8 )
0 ,1 4 7 (1 .5 )
0 ,1 5 7 (1 ,6 )
0 ,1 0 8 (1 ,1 )
0 .2 2 6 (2 .3 )
1
—
I
- —
- V
ч
0 ,0 9 8 (1 ,0 )
Допустимая
утечка газа,
м*/сут
1 .5
1 ,5 *
1 ,5
2 ,0
2 .0
2 ,5
4 ,0
5 ,0
4 ,0
4 ,0
5 .0
6 ,0
4 ,0
падение давления масла в системе
смазки. Импульсным органом в дан­
ном случае является реле давления
(РП Д С ).
Задача защиты систем смазки
турбоагрегатов с маслоснабжением
от масляных насосов с электропри­
водом стоит более остро, чем для
агрегатов с главным масляным на­
сосом, приводимым непосредствен­
но от вала турбины.
Объясняется такое положение
малой инерционностью роторов мас­
ляных насосов с независимым при­
водом. После отключения электро­
насоса падение давления масла в
системе смазки происходит за 1—
2 с. Если учесть, что реле, реаги­
рующее на снижение давления,
имеет определенное время срабаты­
вания, а включенный в работу ре­
зервный насос к тому же должен
затратить некоторое время для раз­
гона ротора, то может произойти
перебой в маслоснабжении под­
шипников, который приведет к ава­
рии. Д ля предотвращения этого
заводами — изготовителями турбо­
агрегатов
разработаны
системы
уставок,
которыми
определены
уровни снижения давления масла
в системах смазки отдельно для
включения резервных и аварийных
масляных насосов, а также и для
аварийного отключения агрегата.
Кроме' того, дополнительно к
реле давления применяются токо­
вые реле, включающие в работу ре-
Рис. 5-11. Схема установки аварийной емко­
сти в крышке подшипника.
1 — подача
масла в нормальных условиях; 2 —
дозирующая трубка; 3 — аварийная емкость; 4 —
перелив.
зервные или аварийные маслонасосы
при исчезновении тока в обмотках
электродвигателей работающих маслонасосов. В этом случае резервные
маслонасосы включаются раньше,
чем срабатывает реле давления.
Д ля обеспечения надежной ра­
боты
автоматических
устройств
включения маслонасосов они долж­
ны систематически опробоваться.
Согласно ПТЭ такое опробование
должно производиться 2 раза в ме­
сяц на работающей турбине и пе­
ред каждым пуском и остановом
турбоагрегата. I
Однако и эти мероприятия не
могут считаться достаточными для
защиты подшипников от выплавле­
ния при аварийных отключениях
маслонасосов системы смазки, по­
скольку эти устройства в нормаль­
ных условиях эксплуатации нахо­
дятся в неподвижном состоянии.
Отказ в их работе можно обнару­
жить только в момент их вступле­
ния в работу, т. е. в аварийных ре­
жимах или при специальных про­
верках. Систематическое опробова­
ние систем защит хотя и уменьша­
ет вероятность отказа в работе, но
полностью исключить его не может,
поэтому
безаварийный
останов
крупной турбины при отказе в рабо­
те маслонасосов является пробле­
мой первостепенной важности.
У современных крупных турбо­
агрегатов эта проблема решается
применением дополнительных мас­
ляных емкостей, из которых масло
самотеком подается в подшипники
при выходе из строя насосов. Эти ем­
кости должны быть расположены
выше оси турбоагрегата и иметь до­
статочное количество масла для
снабжения подшипников на все вре­
мя выбега ротора машины. Чаще
всего эти емкости располагаются в
крышках подшипников. На рис. 5-11
приводится схема такого подшипни­
ка. Количество масла, поступающе­
го в подшипники при останове,
должно меняться с изменением ча­
стоты вращения, уменьшаясь к кон­
цу выбега. Снижение уровня в ем-
кости уменьшает расход масла, что
примерно соответствует изменению
числа оборотов, однако полного
соответствия расхода и потребности
масла не наблюдается.
этого ^д о статк а
ы и [49] предложен простой спо­
соб регулирования
вытекающего
масла. Масло из резервного объема
подается в подшипник через трубу 2, имеющую сверления по высоте
(рис. 5-11). В первый момент вре­
мени, когда начинается слив масла
из аварийной емкости, масло по­
дается через все отверстия. По мере
понижения уровня в емкости 3 ко­
личество отверстий, через которое
вытекает масло, уменьшается и при
одновременном снижении напора
расход масла сокращается. При
этом за счет изменения диаметра и
расположения отверстий
может
быть выполнен любой закон опо­
рожнения емкости.
Пробные остановы турбины при
выключенных насосах смазки пока­
зали достоточную надежность этой
системы.
На рис. 5-12 [17] 'приведены
результаты опыта останова одной
из турбин при подаче масла в под­
шипники только из резервных ем­
костей. В процессе останова турби­
ны при подаче масла только из
аварийных емкостей замерялись
температуры баббитовой заливки
вкладышей подшипников, измене­
ние количества масла в аварийных
емкостях, вакуум в конденсаторе и
частота вращения ротора турбины.
Как видно из графика, некоторое
повышение температуры баббита
вкладышей кратковременно и не
превосходит допустимых величин.
В отдельных случаях аварийные ем­
кости размещены не в крышках
подшипников, а в специальных мас­
ляных бачках, расположенных на
выхлопных патрубках Ц Н Д тур­
бины. Это позволяет иметь бачки
большей емкости, но приводит к
появлению дополнительных масло­
проводов, что усложняет конструк­
цию и ее монтаж.
’Ш
п т ? ? і 5 транения
2000
1000
/4 1Бмим
Рис. 5-12. Результаты опыта останова тур­
бины при подаче масла в подшипники толь­
ко из резервных емкостей.
^уп
температура колодки упорного подшипника;
^2.
» 1$ — температура баббита опорных
подшипников турбины; п — частота вращения ро­
тора.
Как показывает опыт эксплуа­
тации
блочных
турбоагрегатов
К-300-240, применение резервных
емкостей масла позволяет решать
еще одну важную задачу по обес­
печению надежной эксплуатации
этих агрегатов, имеющих масляные
насосы с электроприводом. Резерв­
ные бачки обеспечивают безопас­
ность подшипников и в момент ав­
томатического переключения насо­
сов смазки, даже в том случае,
если переключение сопровождается
глубоким провалом давления масла
в системе смазки.
Весьма ответственным
узлом
масляной системы являются масля­
ные уплотнения водородного охлаж­
дения генератора. Согласно ПТЭ
турбина должна быть остановлена
при понижении перепада давлений
«водород—масло» ниже предельной
величины. Это понижение может
быть вызвано неисправностью ре­
гулятора перепада давлений «во­
дород — масло», а также отключе­
нием или выходом из строя масло-
тооа В
Уплотнения генерарезеовнмй К° М °Лучае включается
авапт-то маслонасос и действует
аварийная сигнализация.
стью
30ПТМ
Рк
ОГеНераТОров
“
к
о
­
стью оОО МВт и выше с целью Щ
шіения надежности маслоснабженитеіьнп0ТНеНИЙ генеРатоРа Допол­
нительно
применены
масляные
оаки, которые установлены под
крановыми путями на высоте 10 м
от оси машины. Этим обеспечивает­
ся необходимый перепад давления
«масло — водород», так как к верх­
ней точке каждого бака подведена
линия водорода из системы охлаж­
дения генератора. Запас масла в
баке рассчитан на снабжение уплот­
нении в течение времени выбега
ротора.
г—_В_ качестве защитных
----- органов
маслосистемы следует также
т
назвать предохранительные клапаны
защищающие маслопроводы от рез­
кого повышения давления. Это осо­
бенно касается маслосистем с глав­
ными насосами объемного типа
которые при отсутствии слива мо­
гут создать давление практически
неограниченной величины и разор­
вать^ напорные маслопроводы.
Контроль за уровнем масла в
масляном баке осуществляется с
помощью ноплавкового указателя
уровня. Последний устанавливается
в маслозаборной камере и имеет
звуковую и световую сигнализацию.
Эта сигнализация включается при
понижении уровня масла до мини­
мальной отметки.
У турбогенераторов с водород­
ным охлаждением генератора осо­
бое внимание следует обращать на
возможность проникновения водо­
рода в масляный бак.
Водород,
скапливаясь в верхней части бака,
может
создать
взрывоопасную
смесь. В этом случае достаточно
искры, чтобы произошел взрыв.
Искру может вызвать замыкание
электрических контактов маслоука­
зательного устройства. Д ля предот­
вращения подобных явлений необ­
ходимо тщательно вентилировать
маслобак с помощью эксгаустера
кроме того, необходимо все сигна­
лизирующие устройства выполнить
без контактов.
В современных блочных установ­
ках все приборы контроля за ра­
ботой маслосистемы и система
управления
устанавливаются на
блочном щите управления, с кото­
рого и осуществляется все опера­
тивное управление работой масло­
системы.
5-2. ЭКСПЛУАТАЦИЯ ТУРБИННЫХ
МАСЕЛ
а) Маркировка и области примене­
ния
Турбинное масло относится к
высококачественным дистиллятным
маслам, получаемым в процессе
перегонки нефти. В системе смазки
и регулирования применяются тур­
бинные масла (ГОСТ 32-53) сле­
дующих марок: турбинное 22п (тур­
бинное с присадкой ВТИ-1), турбин­
ное 22 (турбинное Л ), турбинное 30
(турбинное УТ), турбинное 46 (тур­
бинное Т) и турбинное 57 (турборедукторное). Масла первых четы­
рех марок являются дистиллятными продуктами, а последнее полу­
чают смешением турбинного масла
с авиационным.
Помимо
масел, выпускаемых
согласно ГОСТ 32-53, широкое
распространение получают турбин­
ные масла, выпускаемые по Межреспубликанским техническим усло­
виям (МРТУ). Это прежде всего
сернистые масла с различными
присадками, а также масла мало­
сернистых нефтей Ферганского з а ­
вода.
В настоящее время применяется
цифровая
Ф
ра, характеризующая сорт масла,
представляет собой кинематическую
вязкость данного .масла при температуре 50 °С, выраженную в сантистоксах. Индекс «п» означает, что
масло эксплуатируется с антиокислительной присадкой.
Стоимость
масла
находится
в прямой зависимости от его марки,
и чем выше вязкость масла, тем оно
дешевле. Каждый сорт масла дол­
жен применяться строго по его на­
значению, и замена одного другим
не допускается. Это особенно каса­
ется основного энергетического обо­
рудования электростанций.
Области применения различных
масел определены следующим об­
разом.
Турбинное масло 22 и 22п приме­
няется для подшипников и системы
регулирования
турбогенераторов
малой, средней и большой мощности
с
частотой
вращения
ротора
3000 об/мин. Турбинное масло 22
применяется также для подшипни­
ков скольжения центробежных на­
сосов с циркуляционной и кольце­
вой системой смазки. Турбинное 30
применяется для турбогенераторов
с
частотой
вращения
ротора
1500 об/мин и для судовых турбин­
ных установок. Турбинные масла
46 и 57 используются для агрегатов,
имеющих редукторы между турби­
ной и приводом.
Физико-химические
свойства
турбинных
м асел
приведены
в табл. 5-2.
б) Свойства турбинных масел
Турбинное масло должно от­
вечать нормам ГОСТ 32-53 (табл.
5-2) и отличаться высокой стабиль­
ностью своих свойств. Из основных
свойств масла, характеризующих
его
эксплуатационные качества,
важнейшими являются следующие:
В я з к о с т ь . Вязкость, или ко­
эффициент внутреннего трения, ха­
рактеризует потери на трение в мас­
ляном слое. Вязкость является важ­
нейшей характеристикой турбинного
масла, по которой и .производится
его маркировка.
От величины вязкости зависят
такие важные в эксплуатационном
отношении величины, как коэффи­
циент теплоотдачи от масла к стен­
ке, потеря мощности на трение
в подшипниках, а также расход мас­
ла через маслопроводы, золотники,
дозирующие шайбы.
Вязкость может быть выражена в еди­
ницах динамической, кинематической и ус­
ловной вязкости.
Вязкостью динамической, или коэффи­
циентом внутреннего трения, называется ве­
личина, равная отношению силы внутренне­
го трения, действующей на поверхность слоя
жидкости при градиенте скорости, равном
единице, к площади этого слоя.
Таблица 5-2
Турбинное масло (ГОСТ 32-53)
Показатель
22п
22
46
30
57
в*
Вязкость кинематическая при 50 °С, ест . .
Кислотное число, мг КОН на 1 г масла, не
более ..................................................................
Стабильность:
а) оса док пссле окисления, % , не более
б) кислотное число после окисления, мг
КОН на 1 г масла, не более . . . .
Выход золы, % , не более .............................. . 1
Время деэмульсации, мин» не более . . . .
20—23
20—23
28—32
44—48
55—59
0 ,0 2
0 ,0 2
0 ,0 2
0 .Г 2
0,05
0,05
0 ,1 0
0 ,1 0
0,15
—
0 ,2 0
0,005
0,35
0,005
0,35
0,005
0,45
0.Г2
0,04
8
8
8
Содержание водорастворимых кислот и щ е­
лочей . . » . . . . . . . . . • . . , *;
Содержание механических примесей . . . .
ф
8
8
180
195
195
— 10
— 10
Отсутствует
Отсутствует
Температура вспышки в открытом тигле, *С,|
Температура застывания, °С, не выше . . .
Натровая проба, с подкислением, баллы, не.
180
— 15
180
— 15
2
2
2
Прозрачное
2
2
Динамическую вязкость |х можно опре­
делить по формуле, выражающей силу Ғ
внутреннего трения:
к
Ғ
«о
(5-1)
До Л ’
Д5
Д/
I
II
Е
где Ду/Д I —-градиент скорости; Д5 — пло­
щадь поверхности слоя, на которую дейст­
вует сила внутреннего трения.
В системе С ГС единицей динамической
вязкости является
пуаз.
Размерность
пуаза: дн*с/см 2 или г /(с м -с ). В единицах
технической системы динамическая в я з­
кость имеет размерность кгс*с/м2.
Существует следующее отношение меж­
ду динамической вязкостью, выраженной
в системе С ГС, и технической:
1 п уаз= 0 ,0 1 0 2 кгс*с/м2.
В системе СИ за единицу динамической
вязкости принят 1 Н • с/м2, или 1 Па • с.
Соотношение между старыми и новы­
ми единицами вязкости следующее:
1 п у а з= 0 ,1 Н *с/м 2 = 0 ,1 Па - с ;
1 кгс • с/м2=9,80665 Н • с/м2=9,80665
Па - с.
Кинематической вязкостью называется
величина, равная отношению динамической
вязкости жидкости к ее плотности.
Единицей
кинематической
вязкости
в системе СГС является с т о к с . Размер­
ность стокса — см 2/с. Сотая часть стокса на­
зывается с а н т и с т о к с о м .
В техниче­
ской системе и системе СИ кинематическая
вязкость имеет размерность м2/с.
Вязкость условная, или вязкость в гра­
дусах Энглера, определяется как отношение
времени истечения 2 0 0 мл испытываемой
жидкости из вискозиметра типа ВУ или Эн­
глера при температуре испытания ко вре­
мени истечения такого же количества ди­
стиллированной воды при температуре 20’С.
Величина этого отношения выражается как
число условных градусов.
Если для испытания масла применяется
вискозиметр типа ВУ, то вязкость выра­
жается в условных единицах, при исполь­
зовании вискозиметра Энглера вязкость вы­
ражается в градусах Энглера. Д ля характе­
ристики вязкостных свойств турбинного м а­
сла пользуются как единицами кинемати­
ческой вязкости, так и единицами условной
вязкости (Энглера). Д ля перевода градусов
условной вязкости (Энглера) в кинематиче­
скую можно воспользоваться формулой
0,0631
у/=0,07319Э*
(5-2)
Э
где V* — кинематическая вязкость в сантистоксах при температуре /; Эі — вязкость
в градусах Энглера при температуре /; Э
вязкость в градусах Энглера при 20°С.
Вязкость масла весьма сильно
зависит от температуры (рис. 5-13),
причем эта зависимость более резко
£
$
£
Рис. 5-13. Зависимость вязкости турбинно­
го масла от температуры.
22, 30, 46 — марки масла.
выражена у тяжелых масел. Это
значит, что для сохранения вязкост­
ных свойств турбинного масла необ­
ходимо эксплуатировать его в до­
статочно узком диапазоне темпера­
тур. Правилами технической экс­
плуатации этот диапазон устанавли­
вается в пределах 35—70°С. Экс­
плуатация турбоагрегатов при бо­
лее низких или высоких температу­
рах масла не допускается.
Опытами установлено, что удель­
ная нагрузка, которую может выдер­
жать подшипник скольжения, зозязкости
растает с увеличением
масла. С повышением температуры
уменьшается вязкость смазки и,
следовательно, несущая способность
.подшипника, что в конечном счете
может вызвать прекращение дейст­
вия смазочного слоя и выплавление
баббитовой заливки подшипника.
Кроме того, при высоких температу­
рах масло быстрее окисляется и ста­
реет, При низких температурах
из-за увеличения вязкости сокра­
щается расход масла через дози­
маслопроводов.
шайбы
рующие
в Штаких условиях количество >масподаваемого в подшипник,
ла,
уменьшается и .подшипник будет
работать с повышенным нагревом
масла.
Вязкость масла зависит также и от
давления. Приближенно увеличение вязко­
сти минеральных масел в зависимости от
давления в интервале температур от 20 до
100°С может быть представлено в табл. 5-3.
Таблица 5-3
Давление, МПа
(кгс/см*)
6 ,8 7 (70)
14,7(150)
19,6(200)
3 9 ,2 (400)
5 8 ,8 (600)
Повышелие вязкости, %
от исходной при нор­
мальном давлении
20— 25
35— 40
50— 60
120— 160
250— 350
Зависимость вязкости от давления бо­
лее точно может быть вычислена по фор­
муле
Vр=VоаР,
(5-3)
где Vр — кинематическая вязкость при дав­
лении р\ го — кинематическая вязкость при
атмосферном
давлении;
р — давление,
кгс/см2; а — постоянная, величина которой
для минеральных масел равна 1,002— 1,004.
Как видно из таблицы, зависимость
вязкости от давления менее выражена, чем
зависимость вязкости от температуры, и
при изменении давления на несколько ат­
мосфер этой зависимостью можно прене­
бречь.
«
К и с л о т н о е ч и с л о является
показателем
содержания кислот
в масле. Кислотное число представ­
ляет собой количество миллиграм­
мов едкого кали, необходимого для
нейтрализации 1 г масла.
В смазочных маслах минераль«ого происхождения содержатся
главным образом нафтеновые кис­
лоты. Нафтеновые кислоты, несмот­
ря на слабовыраженные «ислотные
свойства, при соприкосновении с ме­
таллами, особенно цветными, вызы­
вают коррозию последних, образуя
металлические мыла, которые могут
выпадать в виде осадка. Корроди­
рующее действие масла, содержа­
щего органические кислоты, зависит
от их концентрации и молекуляр­
ного веса: чем ниже молекулярный
вес органических кислот, тем более
они агрессивны. Это относится и
к кислотам неорганического проис­
хождения.
Поэтому содержание низкомоле­
кулярных кислот и щелочей в тур­
бинном масле считается недопустии
мым. Эти кислоты и щелочи хорошо
растворяются в воде, особенно горячеи, и называются поэтому водо­
растворимыми. Наличие водорас­
творимых кислот и щелочей опреде­
ляется реакцией водной вытяжки,
которая для качественного масла
должна быть нейтральной.
С т а б и л ь н о с т ь м а с л а ха­
рактеризует сохранение его основ­
ных свойств в процессе длительной
эксплуатации.
Для определения стабильности
масло подвергают искусственному
старению путем нагрева его с одно­
временной продувкой воздухом, по­
сле чего определяют процент осад­
ка, кислотное число и содержание
водорастворимых кислот. Ухудше­
ние качеств искусственно состарен­
ного масла не должно превышать
норм, указанных в табл. 5-2.
З о л ь н о с т ь м а с л а — количе­
ство неорганических примесей, оста­
ющихся после сжигания навески
масла в тигле, выраженное в про­
центах к маслу, взятому для сжига­
ния. Зольность чистого масла дол­
жна быть минимальной. Высокая
зольность указывает на .плохую очи­
стку масла, т. е. на наличие в мас­
ле различных солей и механических
примесей. Повышенное содержание
солей делает масло малоустойчи­
вым к окислению. В маслах, содер­
жащих антиокислительные присад­
ки, допускается повышенная золь­
ность.
Скорость деэ,мульсации
является важнейшей эксплуатацион­
ной характеристикой турбинного
масла.
Под скоростью деэмульсации по­
нимается время в .минутах, в тече­
ние которого полностью разруша­
ется эмульсия, образовавшаяся при
•пропускании пара через масло
в условиях испытания.
Свежее и хорошо очищенное
масло плохо смешивается с водой.
Вода быстро отделяется от такого
масла и оседает на дне бака даже
при непродолжительном времени
пребывания масла в нем. При пло-
хом качестве масла вода полно­
стью не отделяется в маслобаке,
а образует с маслом довольно стой­
кую эмульсию, которая продолжает
циркулировать в маслосистеме. Н а­
личие в масле водомасляной эмуль­
сии изменяет вязкость масла и все
его основные характеристики, вызы­
вает коррозию элементов маслосистемы, приводит к образованию
шлама.
Смазывающие
свойства
масла резко ухудшаются, что может
привести к повреждению подшипни­
ков. Процесс старения масла при
наличии эмульсий еще более уско­
ряется.
Наиболее благоприятные усло­
вия для образования эмульсий со­
здаются в масляных системах па­
ровых турбин, поэтому к турбинным
маслам предъявляются требования
высокой деэмульсирующей способ­
ности, т. е. способности масла быст­
ро и полностью отделяться от воды.
Температурой
вспышки
масла называется та температура,
до которой необходимо нагреть мас­
ло, чтобы пары его образовали
с воздухом смесь, способную вос­
пламениться при поднесении к ней
открытого огня.
Температура вспышки характе­
ризует наличие в масле легких летучих углеводородов и испаряемость масла при его нагревании.
Температура вспышки зависит от
сорта и химического состава масла,
причем с увеличением вязкости
масла температура вспышки обыч­
но увеличивается.
В процессе эксплуатации тур­
бинного масла его температура
вспышки понижается. Это объясня­
ется
испарением
низкокипящих
фракций и явлениями разложения
масла. Резкое уменьшение темпера­
туры вспышки говорит об интен­
сивном разложении масла, вызван­
ном местными перегревами его.
Температура вспышки определяет
также и пожароопасность масла,
хотя более характерной величиной
в этом отношении является темпе­
ратура самовоспламенения масла.
Температурой с а м о в о с ­
п л а м е н е н и я масла называется
такая температура, при достижении
которой масло воспламеняется без
поднесения к нему открытого огня.
Эта температура для турбинных ма­
сел примерно вдвое выше, чем тем­
пература вспышки, и зависит в ос­
новном от тех же характеристик,
что и температура вспышки.
Механические примеси —
различные твердые вещества, нахо­
дящиеся в масле в виде осадка или
во взвешенном состоянии.
Масло может загрязняться меха­
ническими примесями в процессе
хранения и транспортировки, а так­
же в процессе эксплуатации. Осо­
бенно сильное загрязнение масла
наблюдается при некачественной чистке маслопроводов и маслобака
после монтажа и ремонтов. Нахо­
дясь в масле во взвешенном состоя­
нии, механические примеси вызывают усиленный износ трущихся де­
талей. Согласно ГОСТ механиче­
ские примеси в турбинном масле
должны отсутствовать.
Температура
застыва­
н и я масла является весьма в а ж ­
ным показателем качества масла,
позволяющим определить возмож­
ность работы масла .при низких тем­
пературах. Потеря подвижности
масла с понижением его темпера­
туры происходит вследствие выде­
ления и кристаллизации растворен­
ных в масле твердых углеводоро­
дов.
Температурой застывания масла
называется та температура, при ко­
торой испытываемое масло в усло­
виях опыта загустевает настолько,
что при наклоне пробирки с маслом
под углом 45° уровень масла оста­
ется неподвижным в течение 1 мин.
П р о з р а ч н о с т ь характеризу­
ет отсутствие в масле посторонних
включений: механических загрязнении, воды, шлама. Прозрачность
масла проверяется путем охлажде­
ния пробы масла. Масло, охлажден­
ное до 0°С, должно оставаться про­
зрачным.
в) Условия работы турбинного ма­
сла. Старение масла
Условия работы масла в масля­
ной системе турбогенератора счита­
ются тяжелыми вследствие постоян­
ного действия целого ряда неблаго­
приятных для масла факторов.
К ним относятся:
1. Воздействие
туры
высокой
темпера­
Нагрев масла в присутствии
воздуха способствует усиленному
его окислению. Изменяются и дру­
гие эксплуатационные характери­
стики масла. Вследствие испарения
легкокипящих фракций увеличива­
ется вязкость, уменьшается темпе­
ратура вспышки, ухудшается деэмульсионная способность и т. д.
Основной нагрев масла происходит
в подшипниках турбины, где масло
нагревается от 35—40 до 50—55 °С.
Масло главным ооразом нагревается за счет трения в масляном
слое подшипника и частично за
счет передачи тепла по валу от бо­
лее нагретых частей ротора.
Температура масла, выходящего
из подшипника, замеряется в слив­
ной линии, что дает приблизитель­
ное представление о температурном
режиме подшипника. Однако срав­
нительно низкая температура масла
на сливе не исключает возможности
местного перегрева масла вследст­
вие несовершенства конструкции
подшипника, некачественного изго­
товления или неправильной его
сборки. Особенно это относится
к упорным подшипникам, где раз­
личные сегменты могут быть нагру­
жены по-разному. Такие местные
перегревы способствуют усиленному
старению масла, поскольку с увели­
чением температуры свыше 75—
80 °С окисляемость масла резко
возрастает.
Масло может нагреваться и
в самих картерах подшипников от
соприкосновения с горячими стен­
ками, нагреваемыми извне паром
или за счет теплопередачи от кор­
11
пуса турбины. Нагрев масла проис­
ходит также в системе регулирова­
ния— серводвигателях и маслопро­
водах, проходящих вблизи горячих
поверхностей турбины и паропрово­
дов.
2. Распыливание масла враи{ающимися деталями турбоагрегата
Все
вращающиеся
детали
муфты, зубчатые колеса, гребни на
валу, уступы и заточки вала, цент­
робежный регулятор скорости и
др.— создают разбрызгивание масла
в картерах подшипников и колонках
центробежных регуляторов скоро­
сти. Распыленное .масло приобрета­
ет весьма большую поверхность со­
прикосновения с воздухом, всегда
находящимся в картере, и переме­
шивается с ним. В результате мае-*
ло подвергается интенсивному воз­
действию
кислорода
воздуха и
окисляется.
Способствует этому
также большая скорость, приобре­
таемая частицами масла относи­
тельно воздуха.
В картерах подшипников проис­
ходит постоянный обмен воздуха за
счет подсасывания его в зазор по
валу в связи с несколько понижен­
ным давлением в картере. Пониже­
ние давления в картере можно
объяснить эжектирующим действи­
ем сливных маслопроводов. Особен­
но интенсивно разбрызгивают масло
подвижные муфты с принудитель­
ной смазкой. Поэтому для уменыпения окисления масла эти .муфты
окружаются металлическими кожу­
хами, уменьшающими разбрызгива­
ние масла и вентиляцию воздуха.
Защитные кожухи устанавливаются
также и при жестких муфтах для
того, чтобы уменьшить циркуляцию
воздуха в картере и ограничить ско­
рость окисления масла, находяще­
гося в картере подшипника.
Для предотвращения вытекания
масла из корпуса подшипника
в осевом направлении весьма эф­
фективны маслоотбойные кольца и
канавки, выточенные в баббите
у «онцов подшипника в местах
163
выхода вала. Особенно большой
эффект дает применение винтоканавочных уплотнений УралВТИ.
3.
Воздействие
в масле воздуха
содержащегося
Воздух в масле содержится
в виде пузырьков различного диа­
метра и в растворенном виде. З а ­
хват воздуха маслом .происходит
в местах наиболее интенсивного
перемешивания масла с воздухом,
а также в сливных маслопроводах,
где масло не заполняет всего сече­
ния трубы и подсасывает воздух.
Прохождение масла, содержа­
щего воздух, через главный масля­
ный насос сопровождается быстрым
сжатием
воздушных пузырьков.
При этом температура воздуха
в крупных пузырьках резко возра­
стает. Вследствие быстроты процес­
са сжатия воздух не успевает от­
дать тепло окружающей среде, и
поэтому процесс сжатия следует
считать адиабатическим. Выделяю­
щееся тепло, несмотря на ничтож­
но малую абсолютную величину и
на кратковременность воздействия,
существенно катализирует процесс
окисления масла. Пройдя насос,
сжатые пузырьки постепенно р ас­
творяются, а содержащиеся в воз­
духе примеси (пыль, зола, водяной
пар и т. д.) переходят в масло и,
таким образом, загрязняют й обвод­
няют его.
-V
Старение масла за счет содержа­
щегося в нем воздуха особенно з а ­
метно в крупных турбинах, где дав­
ление .масла после главного масло­
насоса велико, а это приводит
к значительному повышению темпе­
ратуры воздуха в воздушных пу­
зырьках со всеми вытекающими от­
сюда последствиями.
4. Воздействие воды и конденсирую­
щегося пара
Основным источником обводне­
ния масла в турбинах старых кон­
струкций (без отсоса пара из лаби­
ринтовых уплотнений) является пар.
выбивающийся
из
лабиринтовых уплотнении и подсасываю­
щийся в корпус подшипника. Интен­
сивность обводнения в этом случае
в значительной мере зависит от со­
стояния лабиринтового уплотнения
вала турбины и от расстояния меж­
ду корпусами подшипника и турби­
ны. Другим источником обводнения
является неисправность парозапор­
ной арматуры
вспомогательного
турбомаслонасоса. Вода попадает
также в масло и из воздуха вслед­
ствие конденсации паров и через
маслоохладители.
В питательных турбонасосах с
централизованной смазкой масло
может обводняться за счет утечек
воды из уплотнений насоса.
Особенно
опасно обводнение
масла,
происходящее вследствие
контакта масла с горячим паром.
В этом случае масло не только
обводняется, но и нагревается, что
ускоряет старение масла. При этом
образующиеся низ.комолекулярные
кислоты переходят в водный раствор и активно воздействуют на
металлические поверхности, контактирующие с маслом. Наличие
воды в масле способствует образова•нию шлама, который оседает на по­
верхности маслобака и маслопрово­
дов. Попадая в линию смазки под­
шипников, шлам может закупорить
отверстия в дозирующих шайбах,
установленных на нагнетательных
линиях, и вызвать перегрев или да­
же выплавление подшипника. Попа­
дание шлама в систему регулирова­
ния может нарушить нормальную
работу золотников, букс и других
элементов этой системы.
Проникновение горячего пара
в масло также приводит к образо­
ванию
масловодяной
эмульсии.
В этом случае поверхность соприко­
сновения масла с водой резко уве­
личивается, что облегчает растворе­
ние в воде низкомолекулярных кис­
лот. Масловодяная эмульсия может
попасть в систему смазки и регули­
рования турбины и существенно
ухудшить условия ее работы.
и
5.
Воздействие
поверхностей
металлических
Циркулируя
в маслосистеме,
масло постоянно находится в кон­
такте с металлами: чугуном, сталью,
бронзой, баббитом, что способствует
окислению масла. Вследствие воз­
действия на металлические поверх­
ности кислот образуются продукты
коррозии, попадающие в масло. Не­
которые металлы оказывают ката­
литическое действие на процессы
окисления турбинного масла.
Все эти постоянно действующие
неблагоприятные условия вызывают
старение масла.
Под старением мы понимаем
изменение
физико-химических
свойств турбинного масла в сторо­
ну ухудшения его эксплуатацион­
ных качеств.
Признаками
старения
масла
являются:'
1) увеличение вязкости масла;
2) увеличение кислотного числа;
температуры
3) понижение
вспышки;
4) появление кислой реакции
водной вытяжки;
5) .появление шлама и механиче­
ских примесей;
6) уменьшение прозрачности.
Интенсивность старения масла
зависит от качества залитого масла,
уровня эксплуатации маслохозяйства и конструктивных особенностей
турбоагрегата и маслосистемы.
Масло, имеющее признаки ста­
рения, согласно нормам еще счита­
ется годным к эксплуатации, если:
1) кислотное число не превыша­
ет 0,5 мг КОН на 1 г масла;
2) вязкость масла не отличается
от первоначальной более чем на
25%;
3) температура вспышки понизи­
лась не более
чем
на
10
°С
от
пери
воначальңои;
4) реакция водной вытяжки
нейтральная;
5) масло прозрачно и не содер­
жит воды и шлама.
При отклонении одной из пере­
численных характеристик масла от
норм и невозможности восстановить
качество его на работающей турби­
не масло в кратчайший срок под­
лежит замене.
г) Контроль качества масла
Важнейшим условием качествен­
ной эксплуатации маелохозяйства
турбинного цеха является тщатель­
ный и систематический контроль ка­
чества масла.
Для масла, находящегося в экс­
плуатации, и предусматриваются два
вида контроля: цеховой контроль и
сокращенный анализ. Объем и пе­
риодичность этих видов контроля
иллюстрируются табл. 5-4.
При ненормально быстром ухуд­
шении качеств эксплуатируемого
масла сроки проведения испытании
могут быть сокращены. Испытания
в этом случае проводятся по особо­
му графику.
Масло, поступающее на электро­
станцию, подвергается лаборатор­
ному испытанию по всем показате­
лям. В том случае, если один или
несколько показателей не соответ­
ствуют установленным нормам на
свежее масло, необходимо получен­
ную партию свежего масла отпра­
вить обратно. Анализ масла произ­
водится также и перед заливкой его
в баки паровых турбин. Масло, на­
ходящееся в резерве, подвергается
анализу не реже 1 раза в 3 года.
д) Регенерация масла
Процесс старения масла, нахо­
дящегося в непрерывной эксплуата­
ции, приводит к тому, что масло те­
ряет свои первоначальные свойства
и становится непригодным к исполь­
зованию. Дальнейшая эксплуатация
такого масла невозможна, и требу­
ется его замена. Однако, учитывая
высокую
стоимость
турбинного
масла, а также количества, в кото­
рых оно применяется на электро­
станциях, рассчитывать на полную
замену масла нельзя. Необходимо
регенерировать отработанное масло
с целью дальнейшего использования.
Характер контро­
ля
Цеховой конт­
роль
Сокращенный
анализ
Сокращенный
анализ
Объект контроля
Масло в работающих
1 раз в сутки
турбоагрегатах действую­
щих в резервных турбо­
насосах
Масло в работающих
1 раз в 2 мес при
турбоагрегатах и резерв­ кислотном числе не вы­
ных турбонасосах
ше 0,5 мг КОН и пол­
ной прозрачности масла
и 1 раз в 2 нед при
кислотном числе более
0,5 мг КОН и при наличии
в масле шлама и воды
Масло в работающих
1 раз в мес при кис­
турбонасосах
лотном числе не выше
0,5 мг КОН и полной
прозрачности масла и 1
раз в 2 нед при кислот­
ном числе более 0,5 мг
КОН и при наличии в
масле шлама и воды
Регенерацией масла называется
восстановление первоначальных фи­
зико-химических свойств бывших
в эксплутации масел.
Сбор и регенерация использо­
ванных масел являются одним из
эффективных способов их эконоТаблица 5-5
Норма сбора
отработанного
масла по отно­
шению к изра­
сходованному,
О
/
/О
60,0
Норма выхода
регенериро­
ванного масла
по отношению
к собранному,
1
Сроки испытания
%
90,0
Норма выхода ре­
генерированного
масла по отноше­
нию к израсходо­
ванному, %
54,0
мии. Нормы сбора и регенерации
турбинного масла приведены .в
табл. 5-5.
Существующие методы регенера­
ции использованных 'масел разделя­
ются на физические, физико-хими­
ческие и химические.
К физическим методам относят­
ся .методы, при которых © .про­
цессе регенерации не меняются хи­
мические свойства регенерируемого
масла. Основными из этих методов
являются отстой, фильтрация и се-
Объем исиытания
Проверка масла по его
внешнему виду на со­
держание воды, шлама и
механических примесей
Определение кислотно­
го числа, реакции водной
вытяжки, вязкости, тем­
пературы вспышки, нали­
чия механических приме­
сей, воды
Определение кислотно­
го числа, реакции вод­
ной вытяжки, вязкости,
температуры
вспышки,
наличия
механических
примесей и воды
паращия. С помощью указанных ме­
тодов достигается очистка масел от
нерастворенных в масле примесеи и
воды
К физико-химическим методам
регенерации относятся методы, при
которых частично меняется химиче­
ский состав обрабатываемого мас­
ла. Наиболее распространенными из
физико-химических методо*в явля­
ются очистка масла адсорбентами,
а также промывка масла горячим
конденсатом.
К химическим методам регенера­
ции относится очистка масел раз­
личными химическими реагентами
(серной кислотой, щелочью и др.).
Этими методами пользуются для
восстановления масел, претерпев­
ших в процессе эксплуатации зна­
чительные химические изменения.
Выбор способа регенерации оп­
ределяется
характером старения
масла, глубиной изменения его эксплуатационных качеств, а также
требованиями, предъявляемыми к
качеству регенерации масла. При
выборе способа регенерации нужно
учитывать также и стоимостные
показатели этого процесса, отдавая
.предпочтение по возможности -наи­
более простым и дешевым методам.
.
Некоторые методы регенерации
позволяют вести очистку масла на
работающем оборудовании в отли­
чие от способов, требующих полно­
го слива масла из маслосистемы.
С эксплуатационной точки зрения
методы непрерывной регенерации
более предпочтительны, поскольку
они позволяют удлинить срок службы масла без перезаливки и не до­
пускают глубоких отклонений экс­
плуатационных показателей масла
от нормы. Однако непрерывная регенерация масла на работающей
турбине может быть осуществлена
лишь при использовании малога­
баритного оборудования, не загро­
мождающего помещение и допу­
скающего легкий монтаж и демон­
таж. К такому оборудованию отно­
сятся сепараторы, фильтры, адсор­
беры.
При наличии более сложного и
громоздкого оборудования послед­
нее размещается в отдельном поме­
щении, и процесс очистки в этом
случае производится со сливом
масла. Наиболее
дорогостоящее
оборудование
для
регенерации
масла нерационально использовать
для одной станции, если учитывать
периодичность его работы. Поэтому
такие установки часто выполняются
передвижными. Для крупных блоч­
ных станций с значительным объе­
мом масла, находящегося в эксплу­
атации, оправдывают себя и ста­
ционарные регенеративные установ­
ки любого типа.
Рассмотрим основные методы
очистки и регенерации турбинного
масла.
О т с т о й . Наиболее простым и
дешевым методом отделения от
масла воды, шлама и механических
примесей является отстой масла
в специальных баках-отстойниках
с коническими днищами. В этих б а­
ках с течением времени происходит
расслоение сред с различным удель­
ным весом. Чистое масло, имеющее
меньший удельный вес, перемеща­
ется в верхнюю часть бака, а вода
и механические примеси скаплива­
ются внизу, откуда и удаляются че­
рез специальную задвижку, установ­
ленную в низшей точке бака.
Роль отстойника выполняет и
масляный бак. Масляные баки так­
же имеют конические или наклон­
ные днища для сбора воды и шлама
и их последующего удаления. Одна­
ко в масляных баках отсутствуют
надлежащие условия для расслое­
ния масловодяной эмульсии. Масло
в баке находится в постоянном дви­
жении, что вызывает перемешива­
ние верхних и нижних слоев. Нахо­
дящийся в масле невыделившийся
воздух сглаживает разницу между
плотностями отдельных компонен­
тов масловодяной смеси и затруд­
няет их расслоение. Кроме того,
время нахождения масла в масло­
баке не превышает 8— 10 мин, что
явно недостаточно для качествен­
ного отстоя масла.
В баке-отстойнике масло нахо­
дится в более благоприятных усло­
виях, так как время отстоя ничем не
ограничивается. Недостатком этого
метода является малая производи­
тельность при значительном вре­
мени отстоя. Такие отстойники за­
нимают много места и увеличивают
пожароопасность помещения.
С е п а р а ц и я . Более производи­
тельным методом очистки масла от
воды и примесей является сепара­
ция масла, заключающаяся в отде­
лении взвешенных частиц и воды от
масла за счет центробежных сил,
возникающих в барабане сепарато­
ра, вращающегося с высокой часто­
той.
По принципу действия маслоочиститель­
ные сепараторы разделяются на два типа:
тихоходные с частотой вращения от 4500 до
8000 об/мин и быстроходные с частотой
вращения порядка 18000—20000 об/мин.
Тихоходные сепараторы, имеющие барабан,
оснащенный тарелками, нашли наибольшее
распространение в отечественной практике.
На рис. 5-14 и 5-15 приводятся схема уст­
ройства и габаритные размеры тарельчатых
сепараторов.
Сепараторы также подразделяются на
вакуумные, в которых обеспечивается уда*
ление из масла, помимо механических при­
месей и взвешенной влаги, также частично
растворенной влаги и воздуха, и на сепара-
Рис. 5-14. Схема устройства тарельчатого сепаратора.
1
барабан; 2
камера отвода масла в случае переполнения барабана; 3 — камера чистого масла;
4 — камера отсепарированной влаги;
5 — дискодержатель; 6 — нулевая тарелка; 7 — верхняя тарелка
кларификатора; 8, 9 — резиновые уплотнительные кольца; 10 — крышка барабана; 11 — горловина кларификатора; 12 — горловина пурификатора; 13 — регулирующее кольцо; 14 — подогреватель масла;
15 — насос откачки чистого масла; 16 — насос подачи грязного масла; 17 — фильтр; 18 — нижняя часть
дискодержателя; 19 — гайка; 20 — смотровое стекло.
торы открытого типа. іВ зависимости от
характера загрязнений очистка масла сепа­
раторами может -производиться способом
осветления
(кларификация)
и способом
очистки і(лурификация).
Очистку масла способом осветления
применяют для отделения твердых механи­
ческих примесей, шлама, а такж е для от­
деления воды,
содержащейся в масле
в столь незначительном количестве, что не­
посредственного удаления ее не требуется.
В этом случае отделяемые от масла приме­
си остаются в грязевике барабана, откуда
периодически удаляются. Удаление из мас­
ла загрязнений способом очистки применя­
ют в тех случаях, когда масло значительно
обводнено и представляет собой в сущно­
сти смесь двух жидкостей с разными плот­
ностями. В этом случае и вода, и масло
выводятся из сепаратора непрерывно.
Турбинное масло, загрязненное механи­
ческими примесями и незначительным ко­
личеством влаги (до 0,3% ), очищают по
способу осветления. При более значитель­
ном обводнении — по способу очистки. На
рис. 5-14 левая сторона барабана изобра­
жена собранной на работу по способу ос­
ветления, а правая — по способу очистки.
Стрелками показаны -потоки масла и отсе­
парированной воды.
'Переход от одного способа работы се­
паратора к другому требует переборки б а­
рабана и отводящих маслопроводов.
Производительность барабана, собран­
ного по способу осветления на 20—30%
выше, чем при сборке его по способу очист­
ки. Д ля увеличения производительности се­
паратора масло предварительно подогрева­
ют до 60—65°С в электрическом подогрева­
теле. Этот подогреватель комплектуется
вместе с сепаратором и имеет терморегуля­
тор, ограничивающий температуру подогре­
ва м а с л а ,;
•л
С помощью сепаратора очистку
масла можно вести на работающей
турбине.
Такая
необходимость
обычно возникает при значительном
обводнении масла. В этом случае
всасывающий патрубок сепаратора
подсоединяется к самой нижней
точке грязного отсека маслобака,
а очищенное масло направляется
в чистый отсек. При наличии на
станции двух сепараторов их мож­
но подсоединить последовательно,
причем первый сепаратор должен
быть собран :по схеме очистки,
а второй — по схеме осветления.
Это значительно повышает качество
очистки масла.
Снят ие
маслосборника
5-15. Общий вид и габаритные размеры
сепаратора
НСМ-3.
Фильтрация.
Фильтрацией
масла называется отделение нерас­
творимых в масле примесей по­
средством пропуска (продавливания) через пористую фильтрующую
среду. В качестве фильтрующего
материала применяют фильтроваль­
ную бумагу, картон, войлок, мешко­
вину, бельтинг и др. Для фильтра­
ции турбинных масел широко исполь­
зуются рамочные фильтр-прессы. Р а ­
мочный фильтр-пресс имеет свой маслонасос ротационного или вихрево­
го типа, который под давлением
0,294—0,49 МПа (3—5 кгс/см2) про­
пускает масло через фильтрующий
материал, зажатый между специаль­
ными
рамками.
Загрязненный
фильтрующий материал системати­
чески заменяется новым. Общий
вид фильтр-пресса приведен на
рис. 5-16. Фильтрация масла с по­
мощью фильтр-пресса обычно соче­
тается с очисткой его в сепараторе.
Сильно обводненное масло нерацио­
нально .пропускать через фильтрпресс, поскольку фильтрующий ма­
териал быстро загрязняется, а к а р ­
тон и бумага теряют механическую
прочность. Более разумной является
схема, по которой масло пропуска­
ется сначала через сепаратор, а за­
тем через фильтр-пресс. При этом
очистку масла можно производить
на работающей турбине. При нали­
чии двух последовательно работаю­
щих сепараторов фильтр-пресс мож­
но включить после второго по ходу
масла сепаратора, собранного по
схеме кларификации. Это позволит
добиться особо высокой степени
очистки масла.
Хорошо зарекомендовали себя в эксп­
луатации способы эффективного удаления
механических
примесей, разработанные
Л М З и ВТИ.
Л М З применяет в фильтр-прессе спе­
циальную ткань типа «фильтр-бельтинг»
с организацией процесса фильтрования под
малым перепадом. Этот способ весьма эф­
фективен при сильном засорении масла
адсорбентом, а сам фильтр не нуждается
в систематическом обслуживании.
Во ВТИ разработан ватный фильтр,
который такж е с успехом применяется.
Д л я обеспечения нормального функцио­
нирования маслосистемы
турбоагрегата
надлежит не только непрерывно чистить
масло, но периодически (после ремонтов)
очищать и всю систему.
Д
ПИИ! ИЧII1ШШПГ-1
?
И П П Г П I Т у » | |Г|Г ! |( |
П
\І
' I I II II I І| !і II II « і М |
I I И II II П Н І| І| II II І| ІІ I
-4__іа л л л л л л и я л л і і і
Рис. 5-16. Общий
ид фильтр-пресса
Принятый ламинарныи режим течения
масла в трубопроводах системы со ско­
ростью, не превышающей 2 м/с, способст­
вует отложению шлама и грязи на внут­
ренних и особенно на холодных поверхно­
стях.
Ц К Б Главэнергоремонта разработан и
проверен на практике гидродинамический
способ очистки маслосистем [42]. Он з а ­
ключается в следующем: вся маслосистема,
исключая подшипники, очищается прокачи­
ванием масла со скоростью выше рабочей
в 2 раза и более при температуре 60—
65°С. Этот способ основан на организации
турбулентного течения в пристенной обла­
сти, при котором шлам и продукты корро­
зии за счет механического воздействия по­
тока масла смываются с внутренних по­
верхностей и выносятся в фильтры.
Гидродинамический
способ очистки
имеет следующие преимущества:
1 ) не нарушается пассивирующая плен­
ка, образовавшаяся в результате длитель­
ного контакта металла с эксплуатационным
маслом;
2 ) исключает образование коррозии на
баббитовых и азотированных поверхностях;
3 ) не требует химических
растворов
для смыва отложений;
4 ) исключает
разборку маслосистемы
(кроме мест установки перемычек);
5 ) сокращает на 20—40% трудоемкость
очистки и позволяет сократить длитель­
ность капитального ремонта турбоагрегата
на 2 —3 сут.
^
Эксплуатация масла, использованного
для очистки систем, показала, чго физико­
химические свойства его не ухудшаются,
следовательно, очистка маслосистем может
производиться эксплуатационным маслом.
А д с о р б ц и я . В основу этого
метода очистки турбинных масел
положено явление поглощения рас­
творенных в масле веществ твер­
дыми высокопористыми материала­
ми (адсорбентами). Посредством
адсорбции производится удаление
из масла органических и низкомо­
лекулярных кислот, смол и других
растворенных в нем примесей.
В качестве адсорбентов применяются
различные материалы: силикагель (5 Юг),
окись алюминия и различные отбеливающие
земли, химический состав которых в основ­
ном характеризуется содержанием 5Юг и
АІ2О 3 (бокситы, диатомиты, сланцы, отбе­
ливающие г л и н ы ) . Адсорбенты обладают
сильно «разветвленной системой пронизы­
вающих их капилляров. Вследствие этого
они обладают весьма большой удельной
поверхностью поглощения на 1 г вещества.
Так, например, удельная поверхность акти­
вированного угля достигает 1000 м 2/г, си­
ликагеля и окиси алюминия 300 400 м 2/г,
отбеливающих земель »100—300 м 2/г.
ІПомимо общей поверхности, эффектив­
ность адсорбции зависит от размера пор
и от величины поглощаемых молекул. Д и а­
метр отверстий (пор) в поглотителях сос­
тавляет величину порядка нескольких де­
сятков ангстрем. Эта величина соизмерима
с размером поглощаемых молекул, вслед­
ствие чего некоторые высокомолекулярные
соединения не будут поглощаться особо
мелкопористыми адсорбентами. Так, напри­
мер, активированный уголь не может быть
применен для очистки масла вследствие
своей мелкопористой структуры. В качест­
ве адсорбентов для турбинного масла мо­
гут применяться материалы с размерами
пор в 20—60 ангстрем, что позволяет по­
глощать высокомолекулярные соединения,
такие, как смолы и органические кислоты.
■Получивший большое распространение
силикагель хорошо поглощает смолистые
вещества и несколько хуже органические
кислоты. Окись алюминия, наоборот, хоро­
шо извлекает из масел органические, осо­
бенно низкомолекулярные, кислоты и хуже
поглощает смолистые вещества.
Эти два поглотителя относятся к искус­
ственным адсорбентам и обладают высокой
стоимостью, особенно окись алюминия. Б о­
лее дешевыми являются природные адсор­
бенты (глины, бокситы, диатомиты), хотя
эффективность их значительно ниже.
Очистка адсорбентами может
осуществляться двумя «методами:
контактным и перколяционным.
Контактный метод обработки
масла заключается в смешении
масла с тонкоразмолотым порош­
ком адсорбента. Перед очисткой
масло должно быть подогрето.
Очистка от адсорбента производит­
ся путем пропуска масла через
пресс-фильтр. Адсорбент при этом
теряется.
Процесс перколяционного филь­
трования заключается в пропуска­
нии масла, нагретого до 60—80°С,
через слой зернистого адсорбента,
загруженного в специальные аппа­
раты (адсорберы). В этом случае
адсорбент имеет вид гранул с раз­
мерами зерна 0,5 мім и выше. При
'перколяциониом методе восстанов­
ления масел в отличие от контакт­
ного метода возможны восстановле­
ние и повторное использование ад­
сорбентов. Это удешевляет процесс
очистки гн, кроме того, позволяет
применять для обработки масла бо­
лее эффективные дорогие адсор­
бенты.
Степень использования адсор­
бента, а также качество очистки
масла при перколяционном методе,
как правило, выше, чем при кон­
тактном способе. Кроме того, перколяционный метод позволяет вос­
станавливать масло без слива его
из маслобака, на работающем обо­
рудовании. Все эти обстоятельства
привели .к тому, это этот метод на­
шел преимущественное распростра­
нение в отечественной практике.
Адсорбер передвижного типа
изображен на рис. 5-17. Он пред­
ставляет собой сварной цилиндр,
заполняемый гранулированным ад­
сорбентом. Крышка и дно адсорбера
съемные. В верхней части адсорбе­
ра установлен фильтр для задержи­
вания мелких частиц адсорбента.
Фильтрование імасла происходит
снизу вверх. Это обеспечивает наиболе полное вытеснение воздуха и
уменьшает засорение фильтра. Для
удобства выемки отработанного ад­
сорбента аппарат может поворачи­
ваться вокруг своей оси .на 180°.
Адсорбент обладает свойством
поглощать не только продукты
старения масла, но и воду. Поэтому,
Рис. 5-17. Адсорбер.
172
прежде чем подвергнуться обработ­
ке адсорбентом, масло должно быть
тщательно очищено от воды и шла­
ма. Без этого условия адсорбент
быстро потеряет свои поглощающие
свойства и очистка масла будет
некачественной. В общей схеме об­
работки масла адсорбция должна
стоять после очистки .масла через
сепараторы и фильтр-прессы. При
.наличии на станции двух сепарато­
ров-роль фильтр-пресса может вы­
полнять один из сепараторов, рабо­
тающий в режиме кларификации.
Использованный адсорбент мо­
жет быть легко восстановлен путем
продувки через него горячего возду­
ха с температурой около 200 °С. На
рис. 5-18 изображена установка для
восстановления адсорбентов, вклю­
чающая в себя вентилятор для про­
качки воздуха, электрический на­
греватель для его подогрева и бакреактиватор, куда загружается вос­
станавливаемый адсорбент.
Адсорбционная очистка не мо­
жет быть использована для масел,
содержащих присадки, так как по­
следние (кроме ионола) полностью
удаляются адсорбентами.
Промывка
конденсатом.
Этот вид обработки масла приме­
няется при увеличении кислотного
числа масла и появлении в нем низ­
ко молекуляр ных в одор а створ им ых
кислот.
Как показала практика, вследст­
вие промывки масла улучшаются и
другие его показатели: повышается
дезмульсионная способность, умень­
шается количество шлама и меха­
нических примесей. Д ля улучшения
растворимости кислот масло и кон­
денсат следует подогреть до темпе­
ратуры 70—80 °С. Количество кон­
денсата, необходимого для промыв­
ки, составляет 50— 100% количества
промываемого масла. Необходимы­
ми условиями качественной промыв­
ки являются хорошее перемешива­
ние масла с конденсатом и создание
возможно большей поверхности их
соприкосновения. Д ля обеспечения
этих условий удобно воспользо-
Рис. 5-18. Установка
адсорбентов.
для
восстановления
/ — бак-реактиватор: 2 — электроподогреватель
воздуха; 3 — воздуходувка.
ваться сепаратором, где вода и
.масло находятся в мелкодисперсном
состоянии и хорошо перемешиваются друг с другом. Низкомолеку­
лярные кислоты переходят при этом
из масла в$ воду, с которой они и
отводятся из сепаратора. Шлам и
примеси, находящиеся >в масле,
увлажняются, их плотность увеличи­
вается, вследствие чего улучшаются
условия .их сепарации.
Промывку масла конденсатом
можно производить и в отдельном
бачке, где циркуляция воды и мас­
ла осуществляется с помощью пара
или специальным насосом. Такую
промывку можно осуществлять во
время ремонта турбины. Масло при
этом забирается из маслобака и по­
сле промывки поступает в резерв­
ную емкость.
Обработка
щелочами
применяется при глубокой изношен­
ности масла, когда все предыдущие
методы восстановления эксплуата­
ционных свойств масла оказывают­
ся недостаточными.
Щелочь применяется для ней­
трализации в маслах органических
кислот, остатков свободной серной
кислоты (при обработке масла кис­
лотой), удаления эфиров и других
соединений, которые при взаимодей­
ствии с щелочью образуют соли,
переходящие в водный раствор и
удаляемые последующей обработ­
кой масла.
Д ля регенерации отработанных
масел чаще всего применяется 2,5—
4%-ный едкий натр или 5— 14%-ный
тринатрийфосфат.
Обработку масла щелочами мож­
но производить в сепараторе анало­
гично тому, как это осуществляется
при промывке масла конденсатом.
Процесс ведется при температуре
40—90°С. Д ля сокращения расхода
щелочи, а также улучшения качест­
ва очистки масло должно быть пред­
варительно обезвожено в сепарато­
ре. Последующая обработка масла
после восстановления его щелочью
заключается в промывке его горя­
чим конденсатом и обработке адсор­
бентами.
Поскольку использование хими­
ческих реагентов требует предвари­
тельной и последующей обработки
масла, появились комбинированные
установки для глубокой регенерации
масла, где все этапы обработки ма­
сла соединены в единый технологи­
ческий процесс. Эти установки в з а ­
висимости от применяемой схемы
регенерации масла имеют довольно
сложное оборудование и выполня­
ются как стационарными, так и пе­
редвижными.
Каждая схема включает в себя
специфическое для данного метода
обработки оборудование: насосы,
баки-мешалки, отстойники, фильтрпрессы и др. Имеются также универ­
сальные установки, позволяющие ве­
сти процесс регенерации масел по
любому методу.
е) Применение присадок
Применение присадок является
наиболее соврёменным и эффектив­
ным методом сохранения физико­
химических свойств масла в процес­
се длительной эксплуатации.
Присадками называются высоко­
активные химические соединения,
добавляемые в масло в незначитель­
ном количестве, позволяющие под­
держивать основные эксплуатацион­
ные характеристики масла на тре­
буемом уровне в течение длитель­
ного срока работы. Присадки, до­
бавляемые к турбинным маслам,
должны отвечать целому ряду тре­
бований. Эти соединения должны
быть достаточно дешевы, применять­
ся в малых количествах, хорошо
растворяться в масле при рабочей
температуре, не давать осадков и
взвесей, не вымываться водой и не
извлекаться адсорбентами. Действие
присадок должно давать одинако­
вый эффект для масел различного
происхождения и различной степени
изношенности. Кроме того, стабили­
зируя одни показатели, присадки не
должны ухудшать другие эксплуата­
ционные показатели масла.
Нужно отметить, что присадок,
удовлетворяющих всем этим требо­
ваниям, пока еще нет. Кроме того,
не существует соединения, способ­
ного стабилизировать сразу все экс­
плуатационные показатели масла.
Для этой цели существуют компо­
зиции различных присадок, каждая
из которых воздействует на тот или
иной показатель.
Д ля масел нефтяного происхож­
дения разработаны самые различ­
ные присадки, из которых для тур­
бинного масла важнейшими являют­
ся антиокислительная, антикорро­
зийная и деэмульгирующая.
Главной по своему значению яв­
ляется
антиокислительная
присадка, стабилизирующая кислот­
ное число масла. Именно по этому
показателю при неблагоприятных
условиях эксплуатации масло ста­
реет быстрее всего. Длительное вре­
мя основным типом антиокислительной присадки отечественного произ­
водства была присадка ВТИ-1. Эта
присадка достаточно активна, хо­
рошо растворяется в масле, приме­
няется в малых количествах ( 0,01 %
массы масла). Недостатком этой
присадки является то, что она при­
годна только для стабилизации све­
жих масел. У масел, бывших в экс­
плуатации и частично окисливших­
ся, она уже не может задержать
процесс дальнейшего окисления.
В этом отношении лучшие харак­
теристики имеет присадка ВТИ- 8 .
Она более активна и, кроме того,
пригодна как для свежих масел, так
и для масел, бывших в употребле­
нии. В качестве недостатка следует
отметить способность этого соедине­
ния выделять через некоторое время
взвесь, вызывающую помутнение
масла. Для устранения этого явле­
ния масло в начальной стадии экс­
плуатации необходимо пропустить
через
фильтр-пресс.
Присадка
ВТИ -8 добавляется в количестве
0,02—0,025% массы масла.
Наиболее эффективным антиоки­
слителем, получившим широкое рас­
пространение как у нас, так и за
рубежом, является ' 2 ,6 -дитретичный
бутил-4-метилфенол,
получивший
в СССР название Д Б К (ионол). Эта
присадка легко растворяется в мас­
ле, не дает осадков, не извлекается
из масла адсорбентами, не разру­
шается при обработке масла ще­
лочью и металлическим натрием.
Присадка удаляется лишь при очи­
стке масла серной кислотой. Приме­
нение присадки Д Б К в 2 —5 раза
удлиняет срок работы хорошо очи­
щенного масла. Единственный недо­
статок этого антиокислителя —
— уве­
личенный по сравнению с другими
присадками
расход
(0,2—0,5%).
Имеются также основания к тому,
чтобы и эту норму увеличить.
А н т и к о р р о з и й н ы е присад­
ки применяются с целью защиты ме­
талла от действия кислот, содержа­
щихся в свежем масле, а также про­
дуктов окисления масла. Антикор­
розийный эффект сводится к образо­
ванию на металле защитной пленки,
защищающей его от коррозии. Од­
ной из наиболее эффективных анти­
коррозийных
присадок
является
присадка В-15/41, представляющая
эфир алкенил-янтарной кислоты. Ан-
тикоррозийные присадки могут в не­
которой мере повышать кислотное
число масел и уменьшать их стабильность. Поэтому антикоррозий­
ные присадки применяются в мини­
мально необходимой концентрации
совместно с антиокислительными
присадками.
Д е э м у л ь г и р у ю щ и е присад­
ки
(деэмульгаторы) — вещества,
применяемые для разрушения неф­
тяных и масляных эмульсий. Д е­
эмульгаторы представляют собой
водные растворы нейтрализованноного кислого гудрона или эмульсии
минерального масла высокой1 степе­
ни очистки с водным раствором на­
триевых солей нефтяных и сульфонефтяных кислот. В последнее вре­
мя в качестве деэмульгаторов были
предложены новые соединения — дипроксамины. Наиболее эффектив­
ным из них является дипроксамин-457 [ДПК-157], разработанный
ВНИИНП.
5-3. П Р И М Е Н Е Н И Е
ОГНЕСТОЙКИХ
ЖИДКОСТЕЙ
В СИ СТЕМ Е
МАСЛО­
С Н А БЖ ЕН И Я ТУРБИН
а) Вопросы пожаробезопасности со­
временных паровых турбин
С ростом мощности турбоагрега­
тов и увеличением начальных пара­
метров пара существенно увеличи­
лась пожароопасность масляной си­
стемы турбины. Если у агрегатов
сравнительно небольшой мощности,
работающих на средних параметрах
пара, загорания масла были доволь­
но редким явлением, то с переходом
на высокие параметры пара количе­
ство пожаров стало резко возра­
стать, что заставило тщательно про­
анализировать причины этого явле­
ния и перейти к изысканию новых
эффективных мер борьбы с загора­
нием масла.
Основными причинами возросшей
пожароопасности современных тур­
боагрегатов являются повышение
давления масла в системах регули­
рования, увеличение протяженности
маслопроводов, усложнение схемы
регулирования и защиты, повыше­
ние температуры паропроводов, кор­
пуса турбины и паровых клапанов,
использование водорода в системе
охлаждения электрогенератора.
Увеличение давления силового
масла в системах регулирования яв­
ляется естественным следствием по­
вышения мощности и начальных па­
раметров турбины. Для сохранения
временных характеристик сервомо­
торов при возросших паровых уси­
лиях на регулирующие клапаны
в современных турбоагрегатах мак­
симальное давление масла в маслосистеме должно достигать 3 ,9 —
6,9 МіПа (40—70 кгс/см2). В таких
условиях увеличивается возмож­
ность
нарушения
фланцевых
соединений и разрывов маслопрово­
дов вследствие гидравлических уда­
ров, вызванных быстрым закрытием
клапанов при сбросах нагрузки. Уве­
личенная протяженность линий мас­
ла высокого давления также способ­
ствует возникновению гидравличе­
ских ударов.
Немаловажным обстоятельством,
усиливающим пожароопасность, яв­
ляется повышение начальной темпе­
ратуры свежего пара. При попада­
нии масла на горячие поверхности
турбоагрегата происходят более бы­
строе испарение и воспламенение
масла.
Высокое давление масла услож­
няет тушение пожара, так как воз­
растает дальнобойность струи, выте­
кающей через неплотность, что при­
водит к распространению пожара на
другие объекты. Появление водород­
ной системы охлаждения генерато­
ров также увеличило пожароопас­
ность турбоагрегата, так как взры­
вы и загорания водорода часто со­
провождаются воспламенением ма­
сла в системе уплотнения генерато­
ра. Попадание водорода в масляную
систему турбины и масляный бак
тоже может быть причиной пожара
в маслосистеме.
Некоторые конструктивные меро­
приятия, такие, как размещение сер-
вомоторов регулирующих клапанов
и других элементов системы регу­
лирования, находящихся под давле­
нием, в стуле подшипников, органи­
зация аварийного слива масла из
маслобака и др., дали свои резуль­
таты, однако полностью решить
проблему пожароопасности о их по­
мощью не удалось. Радикальным
решением этого вопроса является
переход на использование негорючих
и огнестойких жидкостей в системах
регулирования и смазки.
б) Свойства отечественных огнестой­
ких жидкостей и вопросы их эксплуа­
тации
Разработка огнестойких жидко­
стей для использования в системах
регулирования и смазки началась
в нашей стране в конце 50-х годов,
с момента освоения агрегатов на
сверхкритические параметры. Основ­
ная задача заключалась в том, что­
бы получить жидкость, по своим
свойствам мало отличающуюся от
нефтяного масла, но обладающую
высокой температурой самовоспла­
менения. Это позволило бы без зна­
чительных переделок применить уже
существующие схемы и элементы си­
стемы регулирования и тем самым
использовать весь богатейший опыт
наших турбостроительных заводов
по созданию схем регулирования и
маслоснабжения турбоагрегатов.
Исходя из этих соображений лабора­
торией нефти и масла ©ТИ разработан ряд
модификаций огнестойкой жидкости типа
«иввиоль». Первые марки огнестойкой ж ид­
кости «иввиоль-1» и «иввиоль-2» были по­
лучены на базе специального трикрезилфосфата и загущенного силиконового лака
К-43. «Иввиоль-3» состоит из специального
триксиленилфосфата.
Некоторые показатели отечест­
венных огнестойких жидкостей, з а ­
имствованные из [49], представле­
ны в табл. 5-6. Здесь ж е для срав­
нения приводятся характеристики
нефтяного турбинного масла и тре­
бования ГОСТ на него.
Как видно из таблицы, «ивви­
оль» в основном соответствует тре-
бованиям, предъявляемым к турбин­
ным маслам. Важнейшая характери­
стика этой жидкости
вязкость
практически соответствует требова­
ниям ГОСТ на этот показатель
вследствие чего огнестойкие жидко­
сти типа «иввиоль» могут быть ис­
пользованы и в системе смазки.
Температура самовоспламенения
жидкости намного превышает темпе­
ратуру перегретого пара в современ­
ных турбоагрегатах, что полностью
исключает возникновение пожара
вследствие попадания жидкости на
горячие поверхности турбины. Уве­
личение плотности огнестойкой жид­
кости накладывает определенный
отпечаток на конструкцию масляно­
го бака. Поскольку «иввиоль» тяж е­
лее воды, то выделившаяся вода бу­
дет скапливаться не в нижней точ­
ке бака, а вверху. Именно отсюда
ее и следует удалять. Однако уда­
ление воды из верхних слоев бака
не представляет трудности, посколь­
ку она легко испаряется с поверх­
ности огнестойкой жидкости. Нако­
пившийся опыт эксплуатации огне­
стойкой жидкости «иввиоль» пока­
зал, что по некоторым показателям
она превосходит турбинное масло,
а по некоторым уступает ему.
К положительным свойствам «иввиоля» следует отнести высокую противоокислительную
стабильность,
меньшую, чем у нефтяного масла,
испаряемость, меньшую агрессив­
ность в отношении металлов. С дру­
гой стороны, огнестойкое масло ху­
же выделяет растворенный в нем
воздух, более склонно к пенообразованию, растворяет некоторые про­
кладочные и изоляционные материа­
лы, ранее применявшиеся в турбо­
строении, такие, как паранит, мас­
лостойкая резина, бакелит, поли­
хлорвинил и т. д. Применение жид­
кости «иввиоль» требует замены
этих материалов на более стойкие,
такие, как прессшпан, силиконовая
резина, шеллак, фторопласт. Д и­
электрические свойства «иввиоля»
хуже, чем у нефтяного масла, одна­
ко при малом уровне напряжений,
Ф изико-химические свойства
Вязкость кинематическая при 50°С, сСт
Кислотное число, мг КОН на 1 г масла
Удельный вес
Температура вспышки в открытом тигле,
°С
Температура самовоспламенения в возду*е * °с
Температура застывания,
оГ
^
Требования
ГОСТ 32-53 на
турбинное ма­
сло
20— 23
Не более
0,02
Не ниже
180
Не выше
— 15
Прозрачность
Содержание водорастворимых кислот и
щелочей
Содержание механических примесеи
применяемом в элементах автомати­
ки, подверженных воздействию жид­
кости «иввиоль», это не приводит
к каким-либо нарушениям в работе
автоматических устройств. Однако
«иввиоль» воздействует на применя­
емые в настоящее время изолирую­
щие покрытия обмоток генераторов.
Поэтому для применения огнестой­
ких масел в системах смазки и уплотнений генераторов необходимо
предварительно разработать стоикие
изолирующие покрытия.
Рассматривая вопросы эксплуа­
тации отечественного огнестойкого
масла, мы не можем не отметить
двух крупных недостатков этой жид­
кости: токсичности и высокой стои­
мости.
Токсичность первых марок жид­
кости «иввиоль» объясняется высо­
кой токсичностью соединений, вклю­
чающих трикрезилфосфат, которые
при попадании в дыхательные пути
и в желудочно-кишечный тракт че­
ловека могут вызвать отравления
нервно-паралитического характера.
Эти же вещества могут проникать и
через неповрежденную кожу челове­
ка. Все это заставляет считать
уменьшение токсичности огнестой­
ких жидкостей первостепенной задачей.
(
___
Именно в этом направлении про­
водит работы лаборатория нефти и
Турбинное мае
ло 22 из ба­
кинской нефти
•Иввиоль-2в
]
.Иввиоль-3*
________________________________________________
21
0,009
20—22
0,0 2
22—25
0,0 2
0 ,8 9
195
1,17
238
1,1 2— 1,17
251
370
710
740
45
•—20
— 17
Прозрачно
Отсутствует
Отсутствует
масла ВТИ им. Ф. Э. Дзержинского.
Разработанные этим коллективом
новые марки огнестойкой^ жидкости
отличаются все меньшей токсич­
ностью. Так, жидкость «иввиоль-2»
в 5— 7 раз менее токсична, чем «ив­
виоль- 1», а жидкость «иввиоль-3»
в свою очередь в 2 —3 раза менее
токсична, чем «иввиоль-2». В на­
стоящее время применяется новое
огнестойкое масло ОМ.ТИ, токсич­
ность которого находится на уровне
токсичности нефтяного масла.
Вторым существенным недостат­
ком огнестойкого масла является его
высокая стоимость. В настоящее
время стоимость жидкости «ивви­
оль» и ОМТИ в 5 раз выше стоимо­
сти нефтяного масла. Это объясня­
ется сложностью производства и ма­
лыми количествами выпускаемой
продукции. С ростом потребности
в огнестойком масле стоимость его
производства будет снижаться.
Рассмотренные выше обстоятель­
ства предопределили особенности
развития первых систем регулирова­
ния с использованием огнестойкого
масла. Впервые в нашей стране ог­
нестойкое масло «иввиоль» было при­
менено на блочных турбоагрегатах
К-300-240 Ленинградского металли­
ческого завода им. XXII съезда
КПСС. В этих турбинах, принятых
к серийному производству, огнестой__—
лт
* тт Л А
Рис. 5-19. Бак огнестойкого масла.
кая жидкость была применена толь
ко в системе регулирования и за­
щиты. Смазка подшипников осуще­
ствлялась обычным турбинным мас­
лом. Такое ж е решение было приня­
то и для двухвальной турбины
К-800-240-1 ЛМЗ.
Применение огнестойкой жидко­
сти только в системе регулирования
позволило резко сократить потреб­
ность в ее количестве, что удешеви­
ло стоимость турбоагрегата и умень­
шило эксплуатационные расходы. У
турбины К-300-240 ЛМ З количество
огнестойкого масла для системы ре­
гулирования составляет 4,3 м3, в то
время как емкость бака системы
смазки равна 32 м3.
На рис. 5-19 представлены чертежи ба­
ка огнестойкого масла. Верхняя часть бака
выполнена расширенной для обеспечения
возможности приема жидкости из системы
регулирования (при останове турбины) без
значительного изменения уровня жидкости
в баке. Кроме того, большая поверхность
зеркала жидкости способствует более быст­
рому разрушению пены. Бак разделен на
два отсека — грязный и чистый. Из чистого
отсека отфильтрованная жидкость направ­
ляется через охладители к насосам. Фильт­
рация жидкости происходит через две по­
следовательно включенные сетки, установ­
ленные м еж ду отсеками. Сетки закреплены
в кассетах и поочередно в процессе работы
могут быть извлечены для очистки.
На крышке бака в чистом отсеке (пос­
ле фильтров) установлены указатель уров­
ня жидкости и специальное выдвижное
устройство для периодического удаления
воды, собирающейся над уровнем жидко­
сти. В нижнюю часть бака встроены два
охладителя жидкости, один из которых
является резервным. Трубная система охла­
дителей образована латунными трубками,
оребренными снаружи медной проволокой.
Охлаждающая вода протекает внутри тру­
бок, жидкость — снаружи. Трубная система
каждого из охладителей может быть уда­
лена из корпуса для чистки и ремонта.
Из верхней части бака специальным
эксгаустером осуществляется удаление па­
ров, выделяемых огнестойкой жидкостью.
Схема трубопроводов огнестой­
кого
масла
турбогенератора
К-300-240 ЛМ З представлена на
рис. 5-20.
Ввиду широкого распространения
огнестойких жидкостей для мощных
турбин ЛМ З, а также их высокой
стоимости важное значение приобре­
тают вопросы регенерации этих жид­
костей в условиях эксплуатации.
Несмотря на высокую противоокислительную стабильность огне­
стойкого масла, его следует регене­
рировать, удаляя продукты старе­
ния. Так как химическая природа
Рис. 5-20. Схема трубопроводов огнестойкого масла турбины К-300-240 ЛМ З.
/ — б а к о гн есто й ко й ж и д к о с т и ; 2 — о х л а д и т е л и огн естой кой ж и д к о с т и ; 3 — насосы систем ы
регУ ^ирован и я . 4 _ ф и л ьтр - 5 — д о л и в н о й б а к ; 6 — а к к у м у л я т о р ы ; 7 — отстойник; 5 “ эк сга у с те р , 9 — б а к отм ы вки
деталей* 1 0 _адсорбер* / / — ф и л ьтр -п р есс; 12 — б а к отм ы вочной воды ; 13 — б а к авар и й н о го с л и в а . 14
^ а с о с гр я зн о го «и в в и о л я » ; /5 - л и н и я в а п п а р а т н у ю ; 16 - л и н и я из а п п а р а т н о й ; 17 - в систем у р е гу л и ­
р о в а н и я ; /в — сл и в из си стем ы р е гу л и р о в а н и я ; 19 — п а р из п ар о п р о в о д а
’ ? воздуха*
н а я с е т е в а я в о д а ; 21 — л и н и я в б а к н е й т р а л и з а ц и и ; 22 — л и н и я о т д р у ги х б л о к о в, 23
отсос в о зд у х а .
24 — слив из умывальников.
синтетических огнестойких масел от­
лична от нефтяных масел, процессы
старения этих соединений, а такж е
образующ иеся при этом продукты
старения различны. Это требует р а з ­
работки специфических приемов и
схем регенерации огнестойкого мас­
ла. Т акая схема была разработана
ВТИ совместно с работниками Кона­
ковской ГРЭС и системы Калинин-
результат дал один из бентонитов,
хорошо сорбирующий кислые про­
дукты старения и продукты конден­
сации. Этот адсорбент можно при­
менять в паре с силикагелем кото­
рый дополняет работу основного
сорбента и, кроме того, играет роль
фильтрующего элемента по отноше-
энерго [6 5 ].
Основным элементом представ­
ленной на рис. 5-21 схемы является
адсорбер (рис. 5-22).
К ак показали исследования, ши­
роко используемые при регенерации
нефтяных масел адсорбенты о к аза­
лись непригодными для регенерации
огнестойкого масла, что безусловно
связано со структурой продуктов
старения этого соединения. И з всех
испытанных сорбентов наилучший
Рис. 5-21. Схема установки для регенера­
ции огнестойкого масла.
\
/ — адсорбер; 2 — фильто гпубоЙ очистки; 3 —
ватный фильтр; 4 — промежуточная емкость; 5 - пробоотборник; 6 — насос; 7 — фильтр тонкой
очистки*
тии, исключающий отравление об­
служивающего персонала при экс­
плуатации и ремонте оборудования.
Масло на
регенерация
Рис. 5-22. Схема адсорбера для регенера­
ции огнестойкого масла.
/ — адсорбер; 2 — сетки из нерж авею щ ей стали;
3 — слой адсорбента; 4 — слой ф ильтрую щ его м а ­
тери ала.
нию к более тонко измельченному
бентониту.
После адсорбера масло поступа­
ет в ватный фильтр для механиче­
ской очистки, а затем в промежуточ­
ную емкость, из которой произво­
дится отбор проб для определения
свойств отрегенерированного огне­
стойкого масла. Если масло удов­
летворяет предъявляемым требова­
ниям, то оно поступает через фильтр
тонкой очистки в емкость для хра­
нения отрегенерированного масла.
Огнестойкое турбинное масло
считается отрегенерированным, если
его кислотное число не превышает
0,05 мг КОН на 1 г масла, имеет
нейтральную реакцию водной вы­
тяжки и содержание механических
примесей не выше 0 ,0 1 %.
Применение огнестойкой жидко­
сти только в системе регулирования,
помимо сокращения стоимости, соз­
дает более легкие условия для обес­
печения безопасности при работе
с огнестойкой жидкостью. Однако и
здесь необходимо было разработать
определенный комплекс мероприя­
Эти мероприятия, разработанные при
участии' Ленинградского научно-исследовательского института гигиены труда и проф­
заболеваний, сводятся в основном к следу­
ющему. Все узлы и трубопроводы системы
регулирования должны находиться под раз­
режением 20—40 мм водяного столба, соз­
даваемого эксгаустером, для предотвраще­
ния проникновения паров огнестойкой жид­
кости I помещение машинного зала. Трубы
и коллекторы, содержащие огнестойкую
жидкость, должны быть смонтированы
с уклоном в сторону бака. Это позволяет
при останове турбины полностью слить
огнестойкое масло из всех трубопроводов
в бак. Предъявляются повышенные требо­
вания к прочности и плотности трубопро­
водов, вентилей и фланцевых соединений.
I идравлическое испытание трубопроводов
системы производится двойным рабочим
давлением. Проверка на плотность произво­
дится воздухом при давлении 0,39 МПа
(4 кгс/см2). Чтобы предотвратить попада­
ние «иввиоля» в воду при разрыве трубок
охладителей, давление охлаждающей воды
должно быть выше давлейия «иввиоля». На
всех рабочих местах вахтенного персонала
должны ^находиться дежурные комплекты
защитной спецодежды, а также противога­
зы БҚФ.
Остальные мероприятия по технике бе­
зопасности при работе на огнестойкой жид­
кости определяются типовыми и местными
инструкциями.
^Нужно отметить, что применение огнестоиких жидкостей только в системе регу­
лирования является вынужденным реше­
нием временного характера, поскольку та­
кое решение противоречит первоначальной
идее создания огнестойкой жидкости, пол­
ностью
имитирующей
нефтяное
масло,
способное работать и в системе смазки. Не­
сомненно, что с накоплением опыта эксплу­
атации на мощных агрегатах и с увеличе­
нием производства огнестойких жидкостей
сфера их применения расширится. В под­
тверждение этого можно привести тот
факт, что в новой одновальной турбине
ЛМЗ К-1200-240 огнестойкое масло плани­
руется использовать как в системе регули­
рования, так и в системе смазки. Это по­
зволит еще более повысить пожарную безо­
пасность агрегата.
в) Использование воды в системах
регулирования турбин
Одним из весьма перспективных
направлений решения проблемы по­
жарной безопасности современных
турбоагрегатов является применение
воды в системе регулирования. При
этом учитывается тот факт, что уве­
личение мощности турбоагрегатов
не сопровождается повышением дав­
ления масла, идущего на смазку
подшипников, и что пожары в си­
стеме смазки турбоагрегатов — яв­
ление очень редкое и менее опасное.
Вода, используемая в качестве
рабочего тела в системе регулирова­
ния, имеет ряд несомненных преи­
муществ по сравнению с маслом и
огнестойкой жидкостью. Здесь сле­
дует отметить абсолютную негорю­
честь и нетоксичность воды (конден­
сата), а также ее дешевизну. Н али­
чие воды высокого давления в паро­
силовом цикле в принципе позволяет
отказаться от баков и насосов систе­
мы регулирования. При этом в ка­
честве емкости может служить кон­
денсатор турбины, а в качестве на­
соса системы регулирования — конденсатный насос. Имеется также
принципиальная возможность для
этой же цели использовать пита­
тельный насос, что может ограни­
чить размеры сервомоторов и уве­
личить их быстродействие.
Применение в системе регулиро­
вания мощных водяных насосов па­
росилового цикла весьма благопри­
ятно с точки зрения динамики пере­
ходных процессов, когда расход
жидкости в системе регулирования
может кратковременно резко увели­
читься. Это выгодно также и с точ­
ки зрения экономии электроэнергии,
поскольку насосы системы регулиро­
вания ставятся с большим запасом
мощности, которая при установив­
шемся режиме работы турбины пол­
ностью не используется.
Однако применение регулирова­
ния на воде требует преодоления
определенных трудностей. С умень­
шением вязкости рабочей жидкости
увеличиваются утечки и перетечки
через зазоры золотников системы ре­
гулирования. В связи с этим зазоры
в элементах и узлах системы регу­
лирования должны быть меньше,
чем в аналогичных узлах, работаю­
щих на масле. Это в свою очередь
приводит к появлению опасности з а ­
клинивания подвижных элементов.
Нечувствительность системы регули­
рования может увеличиться и за
счет того, что вода обладает значи­
тельно худшими смазывающими
свойствами, чем масло.
Все это потребовало специаль­
ных мероприятий по увеличению
чувствительности регулирования, та­
ких, как применение самоцентрирующихся или вращающихся поршней и
и золотников. Необходимость в со­
кращении расхода воды на систему
регулирования привело к созданию
безрасходных регуляторов скорости
и элементов усиления.
Таким образом, введение водя­
ных систем регулирования повлекло
за собой существенное изменение уз­
лов системы регулирования и всей
системы в целом. Применение воды
потребовало изготовления всех уз­
лов регулирования из нержавеющей
стали, поскольку появление на тру­
щихся поверхностях малейших сле­
дов коррозии приведет к резкому
увеличению трения и заеданию.
Повысились требования и к каче­
ству воды, поступающей в систему
регулирования. При минимальных
зазорах в элементах системы попа­
дание твердых частиц и продуктов
коррозии в зазор может привести
к заклиниванию золотников. Это
привело к тому, что ХТГЗ применил
специальные баки системы регули­
рования со своими насосами, позво­
лившие использовать конденсат осо­
бо высокой очистки. Однако все эти
трудности были в основном преодо­
лены коллективом работников л а ­
боратории
регулирования
ВТИ
им. Ф. Э. Дзержинского и ХТГЗ
имени С. М. Кирова.
В настоящее время системы во­
дяного регулирования внедрены на
агрегатах Харьковского турбинного
завода К-300-240 и К-500-240. Опыт
эксплуатации показывает, что, не­
смотря на отдельные неполадки, эти
системы регулирования работают
надежно и обладают хорошими ди­
намическими характеристиками.
5-4. Б О Р Ь Б А С О Б В О Д Н Е Н И Е М И АЭРАЦ И Е И МАСЛА
В предыдущих параграфах уже
указывалось на вредные последст­
вия обводнения и насыщения возду­
хом масла. В турбинах большой
мощности, где кратность циркуля­
ции масла возрастает, а время от­
стоя масла в масляном баке умень­
шается, устранение обводнения и аэ­
рации масла превращается в серь­
езную проблему.
Если вопросами деаэрации масла
стали заниматься лишь в последнее
время, то вопросами борьбы с об­
воднением масла занимаются уже
давно, поскольку это нежелательное
явление имеет место на самых раз­
личных агрегатах независимо от
мощности и начальных параметров.
На многих станциях обводнение ма­
сла превратилось в постоянно дей­
ствующий фактор, существенно ус­
ложняющий эксплуатацию маслохозяйства и агрегатов. Важным мо­
ментом в борьбе с обводнением ма­
сла является определение источника
обводнения. Места проникновения
влаги в масло можно определить
путем отбора проб масла из различ­
ных точек маслосистемы. Такими
точками могут быть сливные линии
отдельных подшипников, сливные
линии подшипников питательных на­
сосов при централизованной системе
смазки и т. п. Однако обобщение
накопленного опыта эксплуатации
маслосистем
позволяет
заранее
определить места, где возможны
попадания влаги в масляную систе­
му турбоагрегата, независимо от
особенностей конструкции послед­
него.
Одним из основных источников
обводнения масла являются утечки
пара из концевых уплотнений, про­
никающие в картеры подшипников.
Особенно значительное обводнение
наблюдается при износе лабиринт­
ных уплотнений или чрезмерной по­
даче в них пара. Весьма эффектив­
ным мероприятием для уменьшения
обводнения масла за счет протечек
пара по валу турбины является отказ
от вестовых труб и перевод послед­
ней секции концевых уплотнений на
работу под разрежение.
При надежной работе авто­
мата подачи пара на концевые
уплотнения абсолютное давление
в камере перед последней секцией
уплотнения
составляет
0,093—
0,95 МПа (0,95—0,97 кгс/см2), что
устраняет выход пара по валу в осе­
вом направлении. Отказ от вестовых
труб, кроме того, уменьшает утечку
пара в помещение, снижает влаж ­
ность воздуха в машинном зале и
уменьшает обводнение масла за счет
воздуха, проникающего в картеры
подшипников и маслобак.
Реконструкцию системы подачи
пара
на
концевые уплотнения
с целью автоматизации их работы
и организации отсоса пара из уплот­
нений следует рекомендовать и для
старых турбин, имеющих вестовые
трубы. Подобная модернизация уже
проведена на ряде турбин среднего
и высокого давления.
Проникновению влаги в корпус
подшипника способствует некоторое
разрежение, создающееся в картере
вследствие эжектирующего действия
сливающегося масла. Д ля выравни­
вания давления на крышке подшип­
ника часто устанавливают дефлек­
тор, сообщающий картер подшипни­
ка с атмосферой. Такое решение
нельзя признать удачным, поскольку
пыль, попадая вместе с атмосфер­
ным воздухом в картер подшипника,
загрязняет масло. Постановка плот­
ного фильтра не даст результата,
поскольку сорвет работу дефлекто­
ра. Наиболее действенным меро­
приятием, устраняющим разреже­
ние, является подача воздуха под
некоторым избыточным давлением
в корпус подшипника. В этом слу­
чае воздух можно также подавать
не в картер подшипника, а в ка­
меру маслоотбойных колец. Этим
самым образуется воздушный з а ­
твор, препятствующий проникнове­
нию влаги и пыли в корпус под­
шипника.
В установках с турбомасляным
насосом обводнение масла может
происходить из-за неплотности па­
розапорной
арматуры
турбины.
В нерабочем состоянии пароподво­
дящая линия должна быть опорож­
нена с помощью специального вен­
тиля.
В некоторых старых установках
попадание воды в масло возможно
через неплотности маслоохладите­
лей. В современных установках та­
кое явление не может иметь места,
поскольку давление масла превы­
шает давление охлаждающей воды.
Однако при использовании негорю­
чей жидкости «иввиоль» с этой воз­
можностью следует считаться, по­
скольку в данном случае давление
охлаждающей воды в маслоохлади­
телях выше, чем давление негорю­
чей жидкости. Это условие, как из­
вестно, накладываемое санитарными
требованиями, создает дополнитель­
ные трудности в эксплуатации огне­
стойкого масла. Для контроля за
плотностью встроенных в бак охла­
дителей негорючей жидкости по­
следние поочередно в ходе эксплуа­
тации могут извлекаться для реви­
зии и опрессовки. Эта возмож­
ность обеспечивается применением
100 %-ного резерва по охладителям
огнестойкой жидкости.
Источником обводнения масла
может явиться воздух, содержащий­
ся в масле в мелкодисперсном со­
стоянии. При растворении воздуха
водяной пар переходит в масло,
обводняя его.
По
данным
УралВТИ,
на
одной из турбин К -160-130 толь­
ко
из-за
неудовлетворительной
деаэрации масла ежесуточно посту­
пает в масляную систему около 5 л
воды, причем эта влага находится
в масле в виде мельчайших капель
диаметром менее 0,01 мм. Осажде­
ние из масла влаги, находящейся
в таком состоянии, представляет
весьма сложную проблему.
Таким образом, борьба с аэра­
цией масла является одновременно
и борьбой с обводнением, поэтому
эти вопросы у современных турбо­
установок должны решаться в ком­
плексе.
Влияние воздуха, содержащего­
ся в масле, на процесс старения
масла уже рассматривалось рань­
ше.
Рассмотрим
отрицательное
влияние воздуха на работу системы
регулирования турбины.
Как
показали
исследования
МЭИ, УралВТИ и ряда других
организаций, наличие воздуха в
масле создает неблагоприятные ус­
ловия для работы системы регули­
рования, вызывает пульсации золот­
ников и другие явления, искажаю­
щие работу регулирующих органов.
Наличие
воздуха
в
масле,
даже в незначительном количестве,
уменьшает скорость звука в масле,
а следовательно, и скорость распро­
странения гидравлического импуль­
са и этим снижает быстродействие
регулирования.
Экспериментально
доказано, что при дросселировании
масла через шайбы с острыми кром­
ками, окна золотников и другие
элементы маслосистемы растворен­
ный в масле воздух выделяется в
больших количествах, нарушая нор­
мальную работу проточных и им­
пульсных линий системы регулиро­
вания.
При наличии воздуха в маслосистеме заметно ухудшается работа
масляных насосов, снижаются их
производительность и напор, появ­
ляется пульсация давления масла.
При большом содержании воздуха
может произойти срыв работы на­
соса. Из-за плохого воздухоудаления
на
некоторых
агрегатах
К-300-240 насос проектной мощно­
сти не в состоянии обеспечить тре­
буемый напор и производительность,
что заставляет включать в па­
раллельную работу два масляных
насоса. Скопление воздуха во вса­
сывающих линиях аварийных мас­
лонасосов может служить причи­
ной отказа их в работе в аварий­
ной обстановке.
Всеми этими обстоятельствами
объясняется то внимание, которое
А- А
Узел Г
1
4
Рис. 5-23. Масляный бак с наклонными перегородками.
на^онньш ПпТр^оРр о д к и . аЭрированным и Деаэрированным маслом;
в настоящее время уделяется во­
просам снижения воздухосодержания масла.
Д ля современных турбоагрега­
тов при повышенных кратностях
циркуляции масла в маслосистеме
ориентироваться на старые способы
воздуховыделения путем отстоя мас­
ла в масляном баке уже нельзя.
Требуются мероприятия, интенси­
фицирующие воздухоотделение в
масляной системе.
Наиболее эффективным меро­
приятием является установка в мас­
ляных баках воздухоотделителей си­
стемы М ЭИ—УралВТИ (рис. 5-23).
Этот воздухоотделитель представля­
ет собой пакет наклонных перегоро­
док, устанавливаемый в специаль­
ном гнезде бака. Наклонные перегородки
образуют между собой
каналы, в пределах которых масло
освобождается от воздушных пу
зырьков и частично от других по
сторонних примесей (воды, грязи).
Эффект работы такого воздухоот­
делителя заключается в том, что
3, 5 — отбортовка
листов:
мелкие пузырьки воздуха, всплы­
вая, быстро достигают наклонной
перегородки, где собираются и сли­
ваются в крупные пузыри. Крупные
пузыри уже значительно быстрее
покидают пакет
перегородок
. ЁЖ . и
всплывают на поверхность жид­
кости в баке. Поскольку с помощью
воздухоотделителя образуются круп­
ные пузыри воздуха, уменьшается
[ М № бразование на поверхности
масла, так как крупные пузыри
всплывают с большей скоростью и
разрушают пену. Следует отметить
и тот факт, что в баках с наклон­
ными перегородками образуется в
основном крупноячеистая пена, ко­
торая быстро разрушается.
Как
показали
исследования,
эффективность воздухоотделения в
значительной мере зависит от рас­
стояния между перегородками, угла
наклона перегородок и организации
масляных потоков в баке. Правиль­
но сконструированный воздухоотде­
литель способен не только эффек­
тивно работать при больших крат-
ностях циркуляции, но и позволяет
также идти на дальнейшее увеличе­
ние кратности циркуляции масла
без увеличения в нем воздухосодержания. Это позволяет уменьшить
габариты масляного бака и количе­
ство циркулирующего в системе
масла.
Подсчитано, что для турбины
К-800-240 применение воздухоотде­
лителей системы МЭИ — УралВТИ
позволит снизить емкость масляного
бака в 1,6— 1,75 раза с доведением
кратности циркуляции до 25—30.
Еще больший эффект дает при­
менение наклонных перегородок в
баках с огнестойкой жидкостью
типа «иввиоль», так как вследствие
большего коэффициента поверхност­
ного натяжения по сравнению с
нефтяным
маслом
естественная
деаэрация «иввиоля» происходит
медленнее. Работы УралВТИ дока­
зали высокую деаэрирующую спо­
собность наклонных перегородок и
при работе на огнестойкой жид­
кости.
В настоящее время принято ре­
шение применить указанные возду­
хоотделители для всех серийных
турбоагрегатов. С целью уменьше­
ния металлоемкости конструкции
решено широко использовать пласт­
массы и полимерные материалы.
5-5. Х Р А Н Е Н И Е МАСЛА
И
Н О РМ Ы
ЗАПАСА МАСЛА НА Э Л Е К Т Р О С Т А Н ­
ЦИИ
Д ля хранения масла, его регене­
рации и подачи в масляные баки
паровых турбин на электростанци­
ях организуются специальные мас­
ляные хозяйства. Размеры и обо­
рудование этих хозяйств зависят от
мощности станции и характера ис­
пользуемого масла.
Масляные хозяйства
электро­
станций небольшой мощности вклю­
чают в себя баки для хранения и
приема поступающего масла, а так­
же несложное оборудование для
его очистки (сепараторы, отстойни­
ки, фильтр-прессы). Масло в масля-
ные баки в таких установках зали­
вается из бочек, в которых оно по­
ступает на станцию.
Для мощных современных элект­
ростанций принята централизован­
ная схема масляного хозяйства.
Схема предусматривает механиза­
цию всех трудоемких процессов,
связанных с приемом и заливкой
масла в баки турбин, а также комп­
лексное оборудование для полной
регенерации масла и восстановле­
ния адсорбентов.
Масло в зависимости от его со­
стояния можно подразделить на
три категории: а) свежее масло,
еще не бывшее в эксплуатации,
полностью отвечающее требованиям
ГОСТ; б) масло, находящееся в
эксплуатации, а также регенериро­
ванное масло; в) масло использо­
ванное, у которого один или не­
сколько показателей не соответ­
ствует нормам. Все эти масла
должны находиться в разной таре
и не смешиваться между собой.
Для оперативной работы с мас­
лом крупное маслохозяйство долж­
но располагать несколькими масло­
баками, каждый из которых должен
иметь емкость не менее емкости
маслосистемы самого крупного тур­
боагрегата с учетом дополнительно­
го 10%-ного запаса. Емкость одно­
го из баков должна быть не менее
50—60 м3, что соответствует емко­
сти железнодорожной цистерны,
в которой масло поступает на стан­
цию.
Для аварийного слива масла из
бака работающего турбогенератора
во время пожара должна быть пре­
дусмотрена
аварийная
емкость,
равная емкости маслосистемы са­
мого крупного турбоагрегата. Этот
бак должен быть все время пустым,
и использовать его, хотя бы времен­
но, для других целей запрещается.
Масляное
хозяйство
мелкой
станции размещается в машинном
зале на нулевой отметке в специаль­
ном пожаробезопасном помещении.
Во время отсутствия людей в поме­
щении оно должно быть заперто на
замок. Масляное хозяйство крупной
электростанции размещается в спе­
циальном здании, расположенном
на расстоянии не менее 25 м от
других производственных сооруже­
ний. К зданию масляного хозяйства
должны быть подведены подъездные
пути. Здание должно отвечать тре­
бованиям Правил противопожарной
безопасности для установок и соору­
жений, содержащих масло.
Все маслохозяйства независимо
от их размеров должны быть обору­
дованы современными средствами
пожаротушения. Курить на терри­
тории маслохозяйства категорически
запрещается, з а исключением спе­
циально отведенных для этого мест.
Для хранения запаса огнестойкой ж и д ­
кости и проведения операций по ее очистке
и регенерации на станции долж на быть
оборудована специальная аппаратная огне­
стойкой жидкости. Аппаратная долж на со­
ответствовать всем санитарным нормам,
разработанным Ленинградским научно-ис­
следовательским институтом гигиены труда
и профзаболеваний. Аппаратная долж на
иметь бытовые помещения, умывальники
специальных типов, надежную вентиляцию.
Бытовые помещения необходимо обор удо­
вать по типу санпропускника, т. е. с р аз­
дельными
помещениями
для
домашней
одеж ды и спецодежды, разделенными д у ­
шевой. В помещении аппаратной должны
быть предусмотрены шкафчики для хране­
ния грязной одеж ды и моющих веществ
(мыла, тринатрийфосфата, О П -7).
Вся тара из-под огнестойкой жидкости
долж на храниться в специальных помеще­
ниях и иметь надпись «яд». Использование
тары из-под «иввиоля» для других целей
категорически запрещается. Вся тара, в ед­
ра, поддоны, предназначенные для работы
с огнестойкой жидкостью, должны строго
учитываться. Грязная ветошь, тряпки, спи­
санная сп ец одеж да, пропитанные «иввиолем», должны находиться в специальном
ящике с надписью «яд» и систематически
сжигаться в специальном месте, согласо­
ванном с пожарными и санитарными орга­
нами. Аппаратная огнестойкой жидкости
связывается с баками турбины двумя тру­
бопроводами: прямым и обратным. Д и а ­
метр трубопроводов с целью экономии
жидкости долж ен быть минимальным. Ско­
рость течения в напорном трубопроводе
долж на допускаться порядка 2— 3 м/с, а
время заполнения бака системы регулиро­
вания долж но составлять 3— 4 ч.
На электростанции должен хра­
ниться определенный запас масла,
обеспечивающий нормальную экс­
плуатацию турбоагрегата и все
аварийные случаи. Согласно суще­
ствующим нормам в масляном хо­
зяйстве электростанции
должны
быть обеспечены хранение запаса
турбинного масла каждой приме­
няемой марки не менее емкости
масляной системы установленного
турбоагрегата
наибольшей мощ­
ности, а такж е запас на доливки
в размере 45-дневной потребности.
Кроме того, в масляном хозяй­
стве станции должен быть запас
других масел и консистентных см а­
зок в размере 45-дневной потреб­
ности.
Г л а в а шестая
ЭКСПЛУАТАЦИЯ КОНДЕНСАЦИОННЫ Х УСТАНОВОК
6-1. ОБЩ ИЕ ПОЛОЖ ЕНИЯ
Влияние изменения конечного
давления на мощность трубоагрегата с достаточной полнотой осве­
щено в гл. III. Что ж е касается з а ­
висимости экономических показате­
лей турбоустановки от вакуума в
конденсаторе, то эта связь имеет
более сложный характер, поскольку
расход тепла зависит не только от
располагаемого теплоперепада тур­
бины, но и от ряда других факторов
оказывающих влияние на экономич­
ность установки.
На рис. 6-1 [2] представлен гра­
фик, характе