8. À.ñ. 1716263 (СССР). Способ очистки газообразных про-	ков Ю. С., Ржезников Ю. В., Бесков В. С., Кузьмин А. М.
	дуктов сгорания ТЭС от оксидов азота и устройство для	и др. Опубл. в Б. И., 1998, ¹ 3.
		10. Ïàò. 2156155 (РФ). Система автоматического регулирова-
	его осуществления Алфеев А. А., Иванов И. И., Горча-
		ния процесса очистки продуктов горения от оксидов азота
	ков Л. Н., Скорик Л. Д. Опубл. в Б. И., 1992, ¹ 8.
		с ограничением концентрации аммиака в очищенных га-
	9. Ïàò. 2103607 (РФ). Устройство для очистки дымовых га-
		зах Алфеев А. А., Ходаков Ю. С., Кузьмин А. М. и др.
	зов котельной установки от оксидов азота Хода-	Опубл. в Б. И., 2000, ¹ 26.

Повышение эффективности теплофикационных турбоустановок1

Эфрос Е. И., доктор техн. наук, Гуторов В. Ф., Симою Л. Л., кандидаты техн. наук,

Калинин Б. Б., Баталова Н. В., инженеры

ВятГУ – ВТИ

В энергетической стратегии России большое внимание уделяется теплофикации, которая благодаря существенным социальным, экономическим и экологическим преимуществам стала одним из основных направлений развития энергетики нашей страны. Теплофикация является формой централизованного теплоснабжения и рациональным способом использования топливных ресурсов. Преимущество комбинированного способа производства электрической и тепловой энергии по сравнению с раздельным связано с возможностью снижения удельных затрат тепла на выработку электроэнергии в результате снижения потерь в холодном источнике. Создание теплофикационных паротурбинных установок позволило реализовать на практике это преимущество.

Однако в последнее время конкурентоспособность ТЭЦ на рынках электрической и тепловой энергии катастрофически падает. Это связано с высокими тарифами на энергию, величина которых обусловлена как субъективными (действующая методика определения удельных расходов топлива на производство энергии разного типа, ценовая политика в отношении топлива, поставляемого на ТЭЦ и ГРЭС, неплатежеспособность бюджетов различных уровней и др.), так и объективными причинами, которые определяются, прежде всего, уровнем совершенства основного оборудования ТЭЦ и его эксплуатации.

Очевидно, что в таких условиях вопросы повышения эффективности теплофикационных турбоустановок приобретают все большую актуальность. Действующие сегодня турбины проектировались 20 – 40 лет назад. За это время накоплен значительный положительный опыт совершенствования их конструкции, тепловых схем и получе- ны новые знания о процессах, происходящих в проточной части в переменных режимах работы.

1Статья подготовлена по материалам доклада на научно-тех- нической конференции “Московские турбинисты-энергети- ки: Щегляев А. В., Рубинштейн Я. М., Берман Л. Д. – их наследие и продолжатели”, ВТИ, 2003 г.

Основными направлениями повышения эффективности работы теплофикационных турбоустановок являются снижение потерь тепла в холодном источнике (конденсаторе) и увеличение выработки электроэнергии на тепловом потреблении. Рассмотрим в этом плане ряд уже апробированных конструктивных, схемных и режимных решений.

Минимизация потерь тепла в конденсаторе при работе по тепловому графику. В указанных режимах в конденсатор теплофикационной турбоустановки поступает пар, проходящий в часть низкого давления (ЧНД) через неплотности закрытой регулирующей диафрагмы (РД), и различные пароводяные потоки (конденсат рециркуляции, дренажи, отсос паровоздушной смеси и слив конденсата из подогревателей, пар из концевых уплотнений, добавочная химобессоленная вода и др.).

Выполненные в свое время фундаментальные экспериментальные и расчетные исследования выявили общие закономерности физических процессов, происходящих в последних ступенях и выхлопном патрубке паровых турбин на малопаровых режимах. В частности, был обнаружен и коли- чественно оценен эффект самоохлаждения проточной части за счет обратных токов. Это позволило разработать новую концепцию организации режимов работы теплофикационных турбоустановок по тепловому графику и комплекс техниче- ских мероприятий для ее реализации. Предлагаемые решения предусматривают:

предельное (до технически достижимого уровня) снижение вентиляционного пропуска пара в ЧНД путем модернизации РД;

равномерное охлаждение пара, выходящего из последней ступени, мелкодисперсной влагой за счет применения специальной форсуночной системы, питаемой перегретым конденсатом;

модернизацию системы ввода в конденсатор пароводяных потоков, поступающих в него помимо проточной части низкого давления, с целью полезного использования теплоты этих потоков и

2003, ¹ 12

39

G÷íä , ò/÷
32
			1
28				3
				2
24
20
16
12
8					4
					5
4
0					0,12 Pí, ÌÏà
0,02	0,04	0,06	0,08	0,10
1		' , 5					,
, , JEK 7 "
7; 7 < %
1 – 4 – до уплотнения РД: 1 – Ò-180-130; 2 – ÏÒ-80-130; 3 –
ÏÒ-135-130; 4 – Т-100-130 по шести турбинам; 5 – после
уплотнения РД (по 20 турбинам различного типа мощностью
25 – 185 ÌÂò)

снижения их влияния на эрозию выходных кромок рабочих лопаток последних ступеней турбин;

работу турбоустановок с максимально глубоким вакуумом в конденсаторе, т.е. охлаждением его циркуляционной водой. С этой целью разработаны предложения по повышению эффективности работы как системы отсоса паровоздушной смеси из конденсатора и сетевых подогревателей, так и собственно основных эжекторов.

За счет уплотнения РД ее пропускная способность в закрытом положении снижается во много раз и не превышает 3 – 4 т ч (на один поток ЧНД) при атмосферном давлении в камере нижнего теплофикационного отбора, что подтверждено много- численными экспериментальными данными по турбинам практически всех типов мощностью 25 – 185 МВт (ðèñ. 1).

Детальные промышленные исследования и длительный опыт эксплуатации нескольких десятков различных турбин (с длиной последних рабо- чих лопаток до 830 мм включительно) показали высокую эффективность внедрения разработанного комплекса мероприятий, позволяющих увели- чить нагрузку теплофикационных отборов (по сравнению с номинальной) до 5 – 15% и более, реально минимизировать потери тепла в конденсаторе и довести их до уровня, практически не влияющего на экономичность теплофикационной турбоустановки. Эффект при этом достигается без сни-

жения надежности, маневренности и располагаемой мощности турбин.

Внедрение разработанных решений дает также возможность существенно повысить эффективность пусковых режимов турбоустановок. Это обусловлено тем, что при пуске турбин с закрытыми уплотненными регулирующими диафрагмами ЧНД рабочий уровень давления пара в камерах теплофикационных отборов достигается уже при частичных оборотах ротора (как правило, не более 1000 – 1500 об мин). В указанных условиях за счет включения теплофикационных отборов и полного закрытия РД ЧНД достигается резкое снижение потерь тепла в конденсаторе в периоды пуска турбоустановки и начального этапа ее нагружения. Кроме того, в результате увеличения давления пара и его расхода улучшается прогрев проточных частей высокого и среднего давления, что повышает качество пуска. К сказанному следует добавить и еще один положительный момент – уменьшение давления в конденсаторе, связанное со снижением присосов воздуха в проточную часть до РД ЧНД, которое прямо влияет на надежность и экономич- ность турбины (вибрационные напряжения в рабо- чих лопатках последних ступеней, эрозионные повреждения их выходных кромок, тепловое состояние ЧНД, вентиляционные потери мощности и др.).

Конструктивные и схемные мероприятия. Одним из возможных (причем, достаточно длительном) режимов работы теплофикационных турбин является работа по электрическому графику, когда заданные тепловые и электрические нагрузки обеспечиваются соответствующими расходами свежего пара и в цилиндр низкого давления (ЦНД). Последний поддерживается путем изменения степени открытия регулирующих диафрагм. Существующей конструкцией теплофикационных турбин с двухпоточными ЦНД предусматривается одновременное и синхронное управление РД потоков. В указанных условиях оба потока ЦНД работают с частичными расходами пара, а значит, и с пониженной экономичностью. Данные детальных исследований (как экспериментальных, так и рас- четных с использованием квазипространственной методики) показывают, что в результате существенной нелинейности фактических энергетиче- ских характеристик ЦНД в таких режимах может быть получено значительное увеличение мощности турбины путем перераспределения расхода пара между потоками ЦНД. Это обеспечивается организацией раздельного управления регулирующими диафрагмами каждого потока ЦНД.

Наибольший эффект, как правило, имеет место при максимально неравномерном распределении расходов пара по потокам (т.е. в случае реализации принципа последовательного открытия РД) и составляет по приросту суммарной мощности ЦНД до 1,5 – 2,5% номинальной мощности турбины. Осуществление раздельного управления РД требует

40	2003, ¹ 12

изменений в конструкции турбины (установки дополнительного сервомотора) и в способе регулирования. При этом весьма перспективным представляется переход от гидравлического к электрическому приводу для управления открытием РД.

Еще одним путем повышения экономичности турбоустановок, особенно вновь создаваемых, является использование в последних ступенях саблевидных сопловых лопаток. Такие ступени в настоящее время применяют ведущие турбостроительные зарубежные фирмы. Разрабатывает подобные ступени и ЛМЗ. Эффективность данного решения обусловлена повышением относительного внутреннего КПД ступени на 2 – 3% в номинальном режиме работы и более чем на 5% в режимах с уменьшенными расходами пара в ЧНД, наиболее характерных для теплофикационных турбин.

При разработке и создании новых теплофикационных турбоустановок необходимо учитывать ожидаемые условия их работы по тепловой и электрической нагрузкам, климатические условия, тип водоснабжения и др. Эксплуатируемые сегодня агрегаты были выполнены по типовым проектам и, естественно, не могут полностью соответствовать конкретным “местным” требованиям, которые, к тому же, оказываются переменными во времени. В подобной ситуации возможны различные варианты модернизации проточных частей турбин (простое удаление рабочих лопаток последней ступени, уменьшение длины последних рабочих лопаток, переход от трехступенчатой к двухступенча- той ЧНД, повышение пропускной способности ча- стей высокого и среднего давления и др.). Оценка целесообразности реализации того или иного решения носит исключительно индивидуальный характер и должна основываться на результатах корректных расчетных исследований, выполненных на базе современных, апробированных на практике методик с учетом фактических условий эксплуатации турбоустановки.

При работе по тепловому графику важное зна- чение для обеспечения надежности и экономичности имеет давление в конденсаторе Pê, которое прямо влияет на вибрационные напряжения в рабочих лопатках, эрозию их выходных кромок, вентиляционные потери мощности, разогрев выходной части, деаэрирующую способность конденсатора. В таких режимах Pê зависит в основном от условий работы воздухоудаляющего устройства и присосов воздуха. Для углубления вакуума весьма эффективным оказывается разделение отсоса паровоздушной смеси (ПВС), удаляемой из собственно конденсатора, регенеративных и сетевых подогревателей. Это дает возможность исключить поступление воздуха в конденсатор из зоны нижнего теплофикационного отбора (его расход по данным натурных исследований может составлять более половины всех присосов) и снизить давление в нем в реальных условиях на 0,3 – 0,5 кПа.

Кроме того, за счет применения предвключенного охладителя отсоса снижаются потери тепла на 0,5 – 0,6 Гкал ч. Еще одно предложение – установка на линии отсоса ПВС из конденсатора дополнительных воздухоохладителей, что позволяет снизить парциальное давление пара в смеси на входе в эжектор и соответственно уменьшить давление как на его всасе, так и в конденсаторе на 0,5 – 0,8 кПа. Одновременно, если в охладители подается сырая подпиточная вода, может быть полезно использовано определенное количество тепла.

Одним из путей повышения экономичности теплофикационных турбоустановок является снижение потерь тепла с пароводяными потоками, поступающими в конденсатор помимо ЧНД. По данному направлению в зависимости от фактических условий работы ТЭЦ возможна реализация ряда решений, эффективность которых подтверждена на практике:

подача в конденсатор большого количества химически обессоленной воды с модернизацией системы ее ввода, обеспечивающей надежную деаэрацию (эффект достигается за счет соответствующего снижения расхода конденсатора рециркуляции);

установка на линии рециркуляции после регулирующего клапана водо-водяного охладителя;

перевод сальникового подогревателя на охлаждение сетевой водой;

модернизация системы концевых уплотнений цилиндров с целью перехода на режим самоуплотнения;

полезное использование тепла в самом конденсаторе, имеющем встроенный пучок, в котором подогревается холодная подпиточная вода (параллельно с охлаждением основных пучков циркуляционной водой). При этом часть встроенного пуч- ка выделяется в отдельную технологическую секцию за счет установки специальных кожухов и пароводяные потоки подаются под нее. Такое решение позволяет существенно повысить эффективность работы встроенного пучка и утилизировать почти все тепло (более 70%) пароводяных потоков.

Достаточно серьезные проблемы в последнее время возникают на многих ТЭЦ с эксплуатацией турбин типа ПТ, что вызвано значительным сокращением потребления пара производственного отбора. Конструкцией этих турбин предусмотрено существенное различие в пропускной способности проточных частей высокого (ЧВД) и среднего (ЧСД) давления. При максимальных тепловых нагрузках часто ЧВД этих турбоустановок и котельные агрегаты ТЭЦ оказываются недогруженными по пару, в то время как в работе находятся пиковые водогрейные котлы. Таким образом, появляется неиспользуемый резерв тепловой и электрической мощности. Для достижения максимальной выработки электроэнергии на базе отпускаемого тепла было предложено изменить принцип работы регулирования турбин типа ПТ. Отпуск пара производ-

2003, ¹ 12

41

ственного отбора должен, как правило, осуществляться при полностью открытых регулирующих клапанах (РК) ЧСД и поддерживаться с помощью специального регулирующего устройства, установленного на паропроводе отбора, и только в слу- чае его полного открытия в работу должны вступать РК ЧСД.

Заданный отпуск тепла из теплофикационных отборов должен управляться регулирующими диафрагмами ЧНД, а при полном их закрытии (в режимах работы по тепловому графику) – регулирующими клапанами ЧВД. В период повышенных тепловых и электрических нагрузок при работе пиковых водогрейных котлов (ПВК) расход свежего пара устанавливается на уровне, обеспечивающем достижение предельно допустимого давления пара в камере производственного отбора (перед ЧСД), а регулирование электрической мощности осуществляется с помощью РД ЧНД. При разгрузке после полного закрытия РД ЧНД управление электрической мощностью производится регулирующими клапанами ЧВД.

Âрежимах работы по электрическому графику

ñчастичными тепловыми нагрузками (когда ПВК отключены) заданная мощность поддерживается РК ЧВД обычным способом. При работе по рассмотренному принципу отсутствует прямая связь отпуска пара производственного отбора с расходом свежего пара (такая связь осуществляется косвенно через заданные значения теплофикационной и / или электрической нагрузок). Это позволит в случае уменьшения производственного отбора исключить неоправданное ограничение расходов пара в ЧВД и ЧСД и обеспечит поддержание указанных расходов на максимально возможном уровне, соответствующем заданным графикам тепловой и электрической нагрузок.

Эффективность предложенного решения возрастает с увеличением допустимого расхода пара в ЧСД, что возможно осуществить либо за счет повышения предельного давления за ЧВД (в камере производственного отбора), либо путем модернизации ЧСД. Так, например, для турбин типа ПТ-60 и ПТ-80 ЛМЗ указанные варианты прошли опытную проверку, которая показала возможность увеличения максимального расхода пара в ЧСД на 15 – 20% без снижения надежности их работы.

На многих ТЭЦ турбоустановки типа ПТ подключены по теплофикационному отбору к общестанционному коллектору. При этом сетевые подогреватели, основные потребители тепла, питаются непосредственно из паропровода отбора (до обратного клапана и отключающей задвижки), а давление в камере теплофикационного отбора, поддерживаемое системой регулирования турбины, находится на том же уровне, что и в коллекторе. Указанный уровень давления определяется условиями обеспечения удобной и надежной эксплуатации вспомогательного оборудования (подогрева-

тели подпиточной воды, деаэраторы низкого давления и др.), потребляющего относительно небольшое количество тепла. В подобных условиях часто имеет место ограничение по располагаемому нагреву сетевой воды, а значит, и по теплофикационной нагрузке. Для более эффективного использования низкопотенциального пара целесообразно модернизировать схему подпитки коллектора путем организации регулируемой подачи пара через байпас основной задвижки на паропроводе отбора. Реализация такого решения позволит использовать имеющиеся резервы по пропуску пара в ЧСД и повысить, тем самым, технико-эко- номические показатели работы турбоустановок и ТЭЦ в целом.

Оптимизация режимов работы турбоустановок и ТЭЦ. Для теплофикационных турбин в отли- чие от конденсационных характерен широкий спектр режимов работы в зависимости от расхода свежего пара, тепловой нагрузки, давлений в регулируемых отборах, расхода и начальной температуры подогреваемой сетевой воды, условий охлаждения конденсатора и др. Соответственно и экономичность таких турбин оказывается существенно переменной. Это предопределяет возможность оптимизации режимов эксплуатации отдельных турбоустановок и ТЭЦ в целом.

Оптимизация, как известно, предполагает поиск экстремального (максимального или минимального) значения определенного критерия при соблюдении заданных граничных условий. В зависимости от внешних объективных и субъективных факторов выбор критерия оптимизации для различных ТЭЦ и энергосистем оказывается весьма неоднозначным. Это может быть экономия денежных средств при изменении выработки и отпуска потребителям энергии, расход сжигаемого топлива, тепловая или электрическая нагрузка и др. Тем не менее, в основе всех критериев лежит энергети- ческая эффективность работы оборудования. Корректное решение оптимизационных задач может быть получено с использованием математических моделей турбоустановок, базирующихся на реальных энергетических характеристиках турбинных отсеков и вспомогательного оборудования.

Такие модели позволяют производить полный тепловой расчет турбоустановки (с учетом факти- ческой тепловой схемы, состояния оборудования и условий его эксплуатации) и получать адекватную оценку ее эффективности не только в режимах, близких к номинальному, но и в глубоко переменных. На основе подобных моделей были проведены детальные расчетные исследования переменных режимов работы различных теплофикационных турбин с целью оценки влияния основных эксплуатационных факторов на эффективность их использования в периоды максимальных и минимальных нагрузок. Результаты этих исследований, основные из которых подтверждены к тому же эк-

42	2003, ¹ 12

спериментально, дают возможность сформулировать ряд достаточно общих положений, по крайней мере, для энергосистем, дефицитных по электрической мощности.

1. При решении оптимизационных задач в ка- честве критерия энергетической эффективности того или иного изменения режима работы турбоустановки наиболее правомерно и продуктивно использовать удельное изменение расхода тепла при изменении выработки электроэнергии qäîï = (Qî – Qò – Qï) Ný, ãäå Qî, Qò, Qï,Ný – соответственно изменения расхода тепла на турбину, отпуска тепла из теплофикационных и производственного отборов и электрической мощности турбоустановки.

2.При действующем в настоящее время соотношении цен на топливо и покупную электроэнергию, в период максимальных тепловых нагрузок, когда включены водогрейные котлы, выработка дополнительной мощности на тепловом потреблении всегда целесообразна, т.е. дополнительные затраты на топливо оказываются меньшими стоимости дополнительной покупной электроэнергии. Ситуация, когда в этих условиях имеет место ограничение по расходу топлива и ПВК вынужденно загружаются, а турбины и энергетические котлы разгружаются – нелепа.

Однако и в указанном случае возможно полу- чение значительного экономического эффекта за счет перераспределения отпуска тепла из отборов

èПВК и соответствующей выработки электроэнергии между различными периодами суток.

3.В период частичных тепловых нагрузок энергетическая эффективность дополнительной конденсационной мощности, получаемой на теплофикационных турбинах, оказывается существенно большей, чем на чисто конденсационных с аналогичными параметрами свежего пара. В част-

ности, при Ð0 = 130 êãñ ñì2 è t0 = 555°С значение qäîï может составлять 2 – 2,2 Гкал (МВт ч) для турбины Т-50-130 и 1,8 – 1,9 Гкал (МВт ч) для турбины Т-185-130. Такое значение qäîï делает указанную дополнительную мощность вполне конкурентоспособной на рынке электроэнергии (по крайней мере, в пиковые периоды суток).

4. Энергетическая эффективность пиковой мощности, получаемой в период максимальных тепловых нагрузок (когда включены ПВК) за счет открытия РД ЧНД и соответствующего уменьшения отпуска тепла из теплофикационных отборов, существенно различна для турбоустановок разного типа, а значение qäîï в значительной мере зависит от расхода W и начальной температуры 2 подогреваемой сетевой воды (возрастает с увеличе- нием W и снижением 2). При номинальном расходе воды через сетевые подогреватели достигаемое значение qäîï в несколько раз превышает аналогичный показатель для дополнительной конденса-

ционной выработки электроэнергии, поэтому применение данного способа получения пиковой мощности оказывается, как правило, экономиче- ски неоправданным. Однако, если расход воды составляет менее 40 – 50% номинального, то такой способ может стать достаточно эффективным.

5.При получении дополнительной и пиковой мощности зависимость qäîï от прироста мощности

âбольшинстве случаев имеет падающий характер (по крайней мере, до полного открытия РД ЧНД без искусственного повышения давления в камерах теплофикационных отборов). В данных условиях оптимальному принципу организации режимов работы группы турбоустановок отвечает последовательное увеличение их мощности. Такой принцип позволяет даже для однотипных турбин, по сравнению с равномерным распределением нагрузок, получить существенную экономию тепла и топлива (до 1 – 2,5% их расхода на выработку электроэнергии). При этом, в первую очередь, должны нагружаться турбины, имеющие наибольший уровень вентиляционного пропуска пара в ЧНД через закрытые РД.

6.В период работы ТЭЦ по тепловому графику с включенными пиковыми водогрейными котлами может оказаться целесообразным отключение регенеративных подогревателей теплофикационных турбин, в частности, ПВД. Это позволяет увели- чить нагрузку теплофикационных отборов, а в ряде случаев (при наличии запаса по паропроизводительности энергетических котлов) и электриче- скую мощность. Эффективность такого решения зависит от расхода воды через сетевые подогреватели, ее начальной температуры и особенно сильно – от пропускной способности закрытых РД ЧНД. Связано это с влиянием перечисленных факторов на расход пара в ЧНД (т.е. потери тепла в конденсаторе), а значит, и на возможный прирост отпуска тепла из отборов при отключении ПВД. Для теплофикационных турбин, имеющих уплотненные регулирующие диафрагмы ЧНД, работа с отключенными ПВД в указанных условиях дает, как правило, положительный экономический эффект.

Повышение надежности теплофикационных турбин. Практика эксплуатации теплофикационных турбин, особенно без промперегрева, выявила ряд серьезных проблем, прежде всего, таких, как эрозия входных кромок рабочих лопаток ступеней ЧНД и коррозия под напряжением элементов роторов среднего давления, работающих в зоне фазового перехода. Проведенные детальные исследования показали, что ступени ЧНД теплофикационных турбин по сравнению с конденсационными работают в более сложных условиях по эрозионной надежности. Это, прежде всего, связано с высокой степенью влажности уже на входе в ЧНД, которая может достигать 9% (ðèñ. 2), и особенностями течения пара в первой ступени при частич- ных открытиях РД ЧНД. В результате всего, влаж-

2003, ¹ 12

43

yí, %
10	Pí = 0,3 êãñ/cì2
3		2
8
3			2
6	0,5
			1
4		1,0	2
	3
			Pí = 1,5 êãñ/cì2
2	1,5
			2
	3
0	0,2	0,4	0,6	0,8	Göíä

* 2 , 5

, 2 , , FEK " G#" &/%

1 – конденсационные режимы; 2 – Qò = 0,4; 3 – Qò = 0,8

ность пара в ступенях ЧНД достигает 12 – 13%, причем максимальная степень влажности имеет место при частичных открытиях РД (20 – 40%). Приведенные данные свидетельствуют об актуальности новых подходов к организации влагоудаления из ЦНД теплофикационных турбин.

Для эксплуатируемых турбин возможна модернизация существующих систем влагоудаления на базе полученных новых знаний. При разработке необходимо учитывать не только объективные данные по отводимой отсепарированной влаге, но также и возможность вскипания воды в канале и его запирания в результате снижения давления. Данного явления можно избежать, существенно увеличив сечения влагоотводящих каналов, однако это приведет на ряде режимов к снижению экономичности за счет повышения протечек пара. Более правильный путь – выполнение каналов специальной конфигурации, предотвращающее возможность вскипания воды. Выходное сечение таких каналов ограничивается специальными элементами, образующими, например, отверстия или щели с острыми кромками. Любое промежуточное сечение должно в несколько раз превышать выходное, а сам канал не должен иметь сужения. При таком исполнении скорость воды в канале, за исключением выходного сечения, оказывается пренебрежимо малой и не вызовет сколько-нибудь существенного снижения давления вдоль по потоку.

Представленный пример модернизации предусматривает лишь изменения собственно каналов при сохранении схемы отвода влаги. Это позволяет осуществить такую модернизацию на действующих турбинах. В частности, подобная система реализована на одной из турбин Т-185-130 и находится в опытно-промышленной эксплуатации.

В общем случае применение каскадной схемы отвода влаги представляется недостаточно эффек-

тивным. Более правильно осуществлять отвод влаги из каждой (начиная с первой) ступени ЧНД в область наименьшего давления, например, в область воздухоохладителя конденсатора.

Одним из весьма перспективных решений является организация глубокой сепарации влаги из пара, поступающего в ЦНД, что возможно осуществить, в частности, за счет применения сепарирующего устройства, размещенного в поворотной части пароперепускных труб, сообщающих цилиндры среднего и низкого давления. Работы в данном направлении проводятся заводами – изготовителями турбин. Тем не менее, необходимо правильно подходить к внешней схеме отвода влаги от таких сепараторов. Это обусловлено необходимостью одновременного отбора достаточно большого (до 10% расхода пара в ЦНД) количества пара для обеспечения эффективной сепарации влаги. Очевидно, что тепло этого пара должно полезно использоваться, реализация чего на действующих турбоустановках не всегда возможна.

При указанных условиях влажно-паровой поток содержит капли диаметром не менее 50 мкм, которые движутся в криволинейных каналах практически без отклонения от первоначального направления независимо от линий тока основного потока. Данное обстоятельство позволяет с большой вероятностью предположить, что влага, содержащаяся в потоке на выходе из последней ступени ЦСД, осаждается в достаточно большом количестве на внутренней поверхности пароперепускных труб из ЦСД в ЦНД, имеющих два поворотных колена, с образованием пленочного течения отсепарированной жидкости. На начальном участке входной камеры ЦНД под воздействием гравитационных сил и парового потока может происходить срыв пленки, ее дробление и транспортирование крупнодисперсной (наиболее эрозионно опасной) влаги на вход проточной части низкого давления. Кроме того, возможно поступление в первые ступени ЦНД и непосредственно пленочной влаги, стекающей по внутренней поверхности входной камеры.

В связи с этим была разработана и реализована на одной из турбин Т-185-130 опытная система удаления влаги из перепускных труб ЦНД (ðèñ. 3). Разработанная установка предназначена для исследования принципиальной возможности и эффективности сбора пленочной влаги на выходе из ресиверной трубы ЦНД и отвода этой влаги помимо проточной части низкого давления.

Предполагалось, что установка будет работать следующим образом. Влага, стекающая в виде пленки по внутренней поверхности трубы, поступает во влагоулавливающее устройство и далее, под воздействием гравитационных сил и перепада давлений через внешние дренажные линии, отводится либо в выхлопной патрубок ЦНД (в конденсатор), либо во входную камеру ЦНД (в зависимо-

44	2003, ¹ 12

2

t1

P1

1

3

P2

t2

В дренаж

Âконденсатор

& ! ( , 5 , "

, , , , %

1 – бак с водомерным стеклом; 2 – влагоулавливающее устройство; 3 – входная камера ЦНД

сти от открытия соответствующих регулирующих вентилей). Уже первые результаты опытной проверки системы на работающей турбине подтвердили наличие достаточно мощного пленочного те- чения по внутренней поверхности пароперепускных труб и возможность удаления влаги на выходе из них с использованием предложенного принципа. При этом количество удаляемой влаги составляет в реальных режимах (с давлением пара в камере нижнего теплофикационного отбора, меньшим атмосферного) не менее 2 – 3% расхода пара в ЦНД. Полученные данные свидетельствуют о перспективности предложенного направления борьбы с эрозией входных кромок рабочих лопаток ступеней низкого давления.

В настоящее время широко применяется внутриканальная сепарация влаги из соплового аппарата последних ступеней. В теплофикационных турбинах без промежуточного перегрева пара уже в первой (регулирующей) ступени ЧНД степень влажности пара может достигать больших значе- ний. Кроме того, создаются условия для интенсивного осаждения влаги на стенках сопловых каналов. В этой связи представляется целесообразным организация системы внутриканального удаления влаги также и в этой ступени. Такая система должна обеспечивать отвод пленочной влаги по всей высоте направляющего аппарата как с вогнутой поверхности вблизи зоны максимальной кривизны, так и с выпуклой – в области вихревых течений.

Облегчить условия работы турбин можно также за счет режимных мероприятий, одним из которых является применение скользящего давления свежего пара. Такой режим, как показали проведенные исследования, позволяет при частичных

óí, %											1
8											2
												1
				Ðí =	0,3 êãñ/ñì2
7
											2
6
						0,5					1
5
											2
4												1
						0,75
3											2
2
1
								Ð	í	= 1 êãñ/ñì2
0
0,4		0,5		0,6		0,7		0,8			0,9 G0

) + , 2 , , FEK

" G#" &/ , , 5 ;

2 , %

1 – сопловое парораспределение; 2 – скользящее давление свежего пара

паровых нагрузках уменьшить влажность пара в ступенях низкого давления до 2,5% (ðèñ. 4). Одновременно на 10 – 15°С снижается уровень температур пара в точке фазового перехода (ðèñ. 5), которая оказывает определяющее влияние на интенсивность коррозионных процессов, и уменьшается продолжительность работы отдельных ступеней в

tô, °C
140
		1
120			2
		3
100			4
80				17 ñò.	18 ñò.
pô, êÏÀ
320			1
				3
		17 ñò.
				2	18 ñò.
	18 ñò.		18 ñò.
240
			19 ñò.	19 ñò.
160			19 ñò.	4
	18 ñò.
		20 ñò.
19 ñò.		20 ñò.
80
	21 ñò.
0
0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	G0

# ? 5 , , < , 2 , " G#" &/%

2, 4 – конденсационные режимы;	1, 3 – = 0, 2 = 50°Ñ,
W = 6000 ò ÷; 1, 2 – сопловое	парораспределение при

P0 = 130 êãñ ñì2, t0 = 555°Ñ; 3, 4 – скользящее давление свежего пара при t0 = 555°Ñ

2003, ¹ 12

45