В процессе нормальной эксплуатации турбоагрегата неизбежны временные отклонения от нормы некоторых параметров цикла: начального и конечного давления пара, температуры свежего пара и пара промперегрева, давления в регулируемых отборах. Отклонения параметров, находящиеся в пределах допустимых норм, не вызывают опасений за прочность элементов турбины, поскольку это учтено заводским расчетом. В этих случаях речь может идти лишь об изменении экономичности агрегата.
В условиях значительных отклонений параметров цикла, носящих к тому же длительный характер, вопросы надежности работы приобретают определяющее значение. Подобные изменения режима могут вызвать перегрузку отдельных ступеней и изменение их температурных условий. Перераспределение тепловых перепадов по ступеням турбины вызывает изменение реактивности ступеней, что отражается на условиях работы упорного подшипника и лопаточного аппарата турбины. Работа ступеней в нерасчетных режимах приводит к ухудшению внутреннего относительного к. п. д. турбины. К еще большему понижению экономичности приводит изменение термического коэффициента полезного действия при понижении начальных или повышении конечных параметров цикла. В подобных случаях необходимо наряду
67
С оценкой изменения экономичности установки определить правильный режим эксплуатации агрегата из условий полной надежности отдельных его узлов. Это достигается расчетной проверкой допустимости нового режима работы для наиболее напряженных элементов турбины либо приведением наиболее напряженного элемента к нормальным условиям путем изменения пропуска пара.
При длительных отклонениях параметров от расчетной величины иногда приходится вносить конструктивные изменения в проточную часть турбины или систему парораспределения для обеспечения надежной работы агрегата в изменившихся условиях.
Б) Изменение начального давления
При полном открытии всех регулирующих клапанов изменение начального давления вызывает изменение расхода пара, которое в случае отсутствия в ступенях критических скоростей при постоянной начальной температуре может быть подсчитано по формуле
Здесь Do, ро и рк — расход, начальное и конечное давления пара при расчетном режиме; Z)i — расход пара при новом начальном давлении рої. В конденсационных турбинах величинои р^к
Можно пренебречь и записать формулу (3-1) в упрощенном виде:
D1=D.&-. (3-2)
Р о
Если какая-либо ступень (последняя, регулирующая) или группа ступеней работает в критическом режиме, то расход через турбину будет изменяться прямо пропорционально изменению начального давления (при постоянной начальной температуре), и формула для определения нового расхода будет совпадать с формулой (3-2). Мощность турбины при измененном начальном давлении без учета изменении внутреннего относительного к. п. д. и расходов пара в регенеративные отборы запишется так:
(3-3>
Где А/о, D0 и Н0 — мощность, расход пара и располагаемый теплоперепад турбины при расчетном режиме; N і, Di и Ні — те же величины при изменившемся начальном давлении.
Как видно из формулы (3-3), изменение мощности турбины происходит за счет изменений как теплового перепада, так и расхода пара, вызываемых изменением начального давления. Суммарное влияние этих двух величин можно оценить по формуле [68]
Где ANi/Nt и Apjpo — относительные изменения мощности и начального давления; т= (k—1 )jk & = pzlpo— относительное противодавление турбины; k—показатель изоэнтропы.
Анализ формулы (3-4) показывает, что при постоянном относительном противодавлении приращение мощности изменяется пропорционально приращению начального давления, и это положение справедливо для всех турбин, не имеющих регулируемого отбора пара, в том числе и для турбин с промперегре — вом. При изменении конечного давления за турбиной изменение мощности при изменении начального давления будет зависеть от относительного противодавления. В этом случае отклонение давления свежего пара тем сильнее скажется на мощности, развиваемой турбиной, чем выше относительное противодавление, как это видно из рис. 3-1.
При увеличении начального давления все без исключения ступени турбины при полностью открытых регулирующих клапанов оказываются перегруженными. Наиболь-
Шую перегрузку при этом испытывает 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 момента, действующего на рабочие лопатки. В турбинах с противодавлением увеличение перепада на последнюю ступень может, кроме того, вызвать опасения за прочность диафрагмы. Для приведения условий работы этих элементов к расчетным необходимо ограничить пропуск пара через турбину с таким расчетом, чтобы давление в камере регулирующей ступени не превосходило допустимого. В таком режиме расход пара будет снижен до расчетного, что приведет к нормальным условиям работы всех нерегулируемых ступеней. Внутренняя мощность турбины при этом будет несколько увеличенной на величину
DAhP-^of 860
Где D — расход пара на турбину; А/грс — дополнительный перепад на регулирующую ступень; *)P-C0t — внутренний относительный к. п. д. регулирующей ступени в данном режиме.
Если генератор допускает такой режим работы, то для турбины такая перегрузка также допустима, поскольку в данном случае нерегулируемые ступени работают в расчетном режиме, а перегрузка регулирующей ступени значительно меньше той, которая возникает при нормальном начальном давлении в режиме с одним полностью открытым клапаном. Если же генератор по условиям охлаждения или возбуждения такую перегрузку не допускает, необходимо дальнейшее сокращение расхода пара до достижения номинальной нагрузки.
При номинальной нагрузке расход пара на турбину можно подсчитать по формуле
Эта формула является приближенной, поскольку она не учитывает изменения внутреннего относительного к. п. д. турбины. При таком режиме давление в камере регулирующей ступени несколько снизится, что приведет к небольшой разгрузке нерегулируемых ступеней и некоторой перегрузке регулирующей ступени по сравнению с расчетным режимом. Эти изменения не могут считаться опасными как с точки зрения надежности упорного подшипника, так н по причине перегрузки регулирующей ступени.
При длительной работе на повышенном давлении свежего пара следует искусственно ограничить ход последнего клапана, чтобы не допустить перегрузки проточной части турбины при понижении частоты в сети. Для устранения дросселирования в последнем клапане
можно заглушить часть сопл в регулирующей ступени. В этом случае к. п. д. турбины при работе с полной нагрузкой повысится. При кратковременном увеличении начального давления расход пара можно ограничить введением в работу ограничителя мощности.
При увеличенном начальном давлении пара, кроме режима с полностью открытыми всеми клапанами, опасным будет также и режим с одним полностью открытым клапаном вследствие перегрузки регулирующей ступени. При длительной работе с повышенным начальным давлением следует произвести перенастройку регулирующих клапанов с тем, чтобы увеличить перекрышу в открытии второго клапана. Более раннее открытие второго клапана повысит давление в камере регулирующей ступени при полностью открытом первом клапане и снизит располагаемый теплоперепад в регулирующей ступени при этом режиме.
В турбинах с дроссельным парораспределением при частичных нагрузках повышение начального давления не отразится ни на мощности, ни на режиме работы ступеней турбины, поскольку оно будет компенсироваться увеличением дросселирования в дроссельном клапане. Перегрузка проточной части может наступить лишь при полном открытии дроссельного клапана. В этом случае, как и в турбинах с сопловым парораспределением, наиболее перегруженной окажется последняя ступень турбины. Для уменьшения ее перегрузки полезно ограничить ход обводного клапана, подающего пар в промежуточную ступень, что позволит уменьшить перегрузку последней ступени за счет некоторой перегрузки головных ступеней (до байпаса). Такой режим, однако, может быть реализован только после проверки на прочность диафрагм головных ступеней. Если эти диафрагмы не имеют запаса прочности, то следует также ограничить и ход основного клапана.
При всех условиях перевода турбины на повышенное давление должны быть произведены проверочные расчеты на прочность паропровода, паровых коробок, стопорных и регулирующих клапанов, а также корпуса турбины. Необходимо учитывать, что если турбина не имеет промежуточного перегрева пара, повышение начального Давления при постоянной начальной температуре приводит к увеличению влажности в последних ступенях и соответствующему увеличению эрозийного износа рабочих лопаток. При понижении начального давления турбина не может быть нагружена до номинальной мощности. Уменьшение мощности при полностью открытых клапанах можно подсчитать по формулам (3-3) и (3-4).
Длительная работа на пониженном начальном давлении обычно связана с дефектами барабана котла или главного паропровода, выявленными при очередной проверке инспекцией котлонадзора. В этом случае следует провести реконструкцию турбины с целью увеличения ее мощности.
В турбинах с сопловым парораспределением можно увеличить проходное 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 расчетные напряжения в диафрагмах и рабочих лопатках нерегулируемых ступеней. Мощность турбины при этом несколько уменьшится из-за уменьшения располагаемого тепло — перепада на регулирующую ступень. Формула для подсчета уменьшения мощности будет аналогична (3-5). Для достижения номинальной нагрузки расход пара должен быть дополнительно увеличен, что приведет к перегрузке нерегулируемых ступеней и в особенности последней из них. Определение нового расхода пара может быть произведено по формуле (3-6). Для выяснения допустимости этого расхода следует произвести расчеты на прочность нерегулируемых ступеней, а также фланцевого соединения корпуса в зоне регулирующей ступени.
В турбинах с дроссельным парораспределением при длительной работе с пониженным начальным давлением целесообразно удалить часть первых ступеней с таким расчетом, чтобы новое начальное давление соответствовало давлению перед неудаленными ступенями при расчетном режиме. Необходимо при этом соответствующим образом снизить и начальную температуру. В этом случае расход пара через турбину достигнет номинальной величины, а мощность турбины будет снижена только за счет уменьшения теплового перепада.
Для определения новой начальной температуры необходимо построить действительный процесс расширения пара в турбине при расчетном режиме в i-S диаграмме и в точке пересечения этого процесса с изобарой соответствующей новому начальному давлению, определить искомую температуру.
При отсутствии теплового расчета проточной части турбины количество удаляемых ступеней можно определить, оценив перепад каждой из ступеней по формуле [68]
<3-7)
Где d — диаметр ступени; п—-число оборотов турбины; и/со— отношение окружной скорости к скорости истечения из сопл, подсчитанной по всему располагаемому перепаду ступени.
Для обеспечения номинальной мощности при понижении начальных параметров некоторые крупные турбоагрегаты снабжаются дополнительным клапаном, позволяющим увеличить пропуск пара через турбину при работе в этих условиях. При нормальных условиях эксплуатации этот клапан постоянно закрыт. В этом случае в технической характеристике агрегата указываются допустимые колебания параметров пара, при которых агрегат может нести полную нагрузку.
Изменение экономичности турбоустановки при изменении начального давления подсчитать значительно труднее, чем изменение мощности. Здесь следует учитывать изменение температуры питательной воды, перераспределение величины отборов и параметров пара в тепловой схеме, изменение влажности в последних ступенях турбины. На рис. 3-2. представлена зависимость изменения расхода тепла от изменения начального давления пара для блока с турбиной К-300-240 [46].
В) Изменение начальной температуры и температуры промперегрева
При изменении начальной температуры пара расход его через турбину, работающую с полностью открытыми клапанами, может быть определен по формуле
Где Do и То — расход и начальная абсолютная температура при расчетном режиме; Dі и Тоі — те же величины при изменившейся начальной температуре.
Как видно из формулы (3-8), ири увеличении начальной температуры весовой расход пара уменьшается, а при уменьшении — увеличивается. Что касается теплового перепада на турбину, то он с повышением температуры увеличивается, а с понижением уменьшается. Таким образом, при подсчете мощности эти два фактора будут действовать во взаимно противоположном направлении. Однако изменение теплопере — пада сказывается сильнее, чем изменение расхода, что и будет определять изменение мощности.
Приняв в первом приближении линейную зависимость теплового перепада от начальной температуры, можно получить приближенную формулу изменения мощности от изменения начальной температуры при полностью открытых регулирующих клапанах:
Где No и N і — соответственно мощность при расчетном и изменившемся режиме.
При повышении начальной температуры мощность агрегата при полностью открытых клапанах возрастет. Однако это не вызовет увеличения напряжений в элементах проточной части турбины, поскольку тепловые перепады на нерегулируемых ступенях уменьшаются, а тепловой перепад на регулирующую ступень хотя и увеличится, но будет значительно меньше, чем перепад при одном полностью открытом клапане на расчетных параметрах. С точки зрения механической прочности при повышении начальной температуры наиболее опасным будет режим с полностью открытым одним клапаном.
При решении вопроса о допустимости работы турбины с повышенной начальной температурой особенно необходимо учитывать ухудшение механических свойств конструкционных сталей при повышении температуры. Это положение касается важнейших характеристик стали: длительной прочности, предела текучести, ползучести и др.
Явление ползучести, т. е. свой — сво металла давать остаточные деформации при напряжениях, меньших предела текучести, проявляется при высоких температурах. Под длительным воздействием высоких температур изменяются геометрические размеры напряженных деталей. Это проявляется в увеличении диаметров трубопроводов острого пара и пара промперегрева, в изменении размеров корпусов клапанов и задвижек, паровых коробок, рабочих лопаток и других элементов турбоагрегата.
В паровых турбинах, работающих при начальных температурах порядка 500—580°С, ползучесть металла проявляется также и в уменьшении с течением времени напряжений в деталях, имеющих натяг. Это явление носит название релаксации напряжений. При релаксации напряжений происходит переход упругих деформаций в пластические, причем полная деформация детали, представляющая собой сумму упругой и пластической деформации, не изменяется. Переход упругих деформаций в пластические приводит к ослаблению посадки дисков и втулок на роторе турбины, уменьшению напряжений в болтах и шпильках фланцевого соединения. Ослабление напряжений в болтах и шпильках может привести к нарушению плотности горизонтального разъема турбины и к пропариванию его.
Поскольку деформации ползучести с течением времени накапливаются, в турбинах высокого давления регламентируется не только предельная температура пара, при которой работа турбины недопустима, но и время работы агрегата на до
пустимых, но повышенных по сравнению с нормальными температурах. Обычно число часов работы турбины на повышенных температурах пара не должно превышать 200—300 ч в год. При этом длительность одноразового повышения температуры также строго регламентируется.
Понижение начальной температуры при постоянном начальном давлении свежего пара приводит к увеличению весового расхода пара через турбину. В этом случае, несмотря на некоторое понижение мощности [формула (3-9)], проточная часть турбины будет работать с повышенными механическими напряжениями. В наиболее неблагоприятных условиях будет находиться последняя ступень турбины, где, помимо увеличения напряжений в рабочих лопатках из-за увеличенного весового расхода пара, будет иметь место повышенный эрозионный износ из-за увеличения влажности. Работа турбины с пониженной начальной температурой вызывает увеличение реактивности ступеней и увеличение осевого усилия на упорный подшипник, что объясняется уменьшением тепловых перепадов в регулирующей и последующих головных ступенях турбины. Это особенно опасно для крупных агрегатов, работающих с большими нагрузками на упорный подшипник.
Вследствие указанных обстоятельств работа турбины с полностью открытыми клапанами при значительном снижении начальной температуры не допускается. В инструкциях по эксплуатации каждого турбоагрегата должен быть указан порядок снижения нагрузки при понижении начальной температуры.
В турбинах с промперегревом при номинальной температуре пара промперегрева изменение режима работы турбины при изменении начальной температуры будет не столь заметным. Постоянство температуры пара после промперегрева не предохраняет ЧСД и ЧНД от изменения режима при переменной начальной температуре пара. В этом случае изменение расхода через ЧВД приведет к соответствующему изменению расхода и через последующие ступени. Однако это изменение расхода будет не таким заметным, как в турбинах без промперегрева.
Изменение температуры пара после промперегрева при постоянной начальной температуре также влияет на изменение режима работы как ЧВД, так и ступеней, находящихся после промперегрева. При увеличении температуры промперегрева давление в промперегревателе возрастает. Это приводит к некоторой разгрузке ступеней ЧВД и к перегрузке последней ступени турбины. Понижение температуры промперегрева приводит к понижению давления пара в промперегревателе, вследствие чего перегруженной окажется последняя ступень ЧВД. При этом ступени ЧСД и ЧНД будут работать с повышенной степенью реактивности, что приведет к изменению осевого усилия в турбине.
Все эти обстоятельства заставляют снижать нагрузку турбины и в блочных установках при понижении температуры свежего пара и пара 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-
200 |
100 |
Ш 483 430 500 520 С |
Рис. 3-3. График разгрузки турбины К-300-240 при снижении температуры острого пара и пара промперегрева. / — снижается температура острого пара; 2 — снижается температура пара промперегрева. |
О |
Мвт
Рис. 3-4. График изменения удельного расхода тепла при изменении начальной температуры и температуры промперегрева. /— изменяется начальная температура пара; 2 — изменяется температура пара после промежуточного перегревателя. |
Мичности установки. Для определения этого изменения, помимо изменения теплового перепада на турбину, необходимо учитывать и такие факторы, как изменение температуры пара, поступающего в регенеративные подогреватели, и изменение влажности пара в последних ступенях турбины. С учетом этих положений составлен график
Таблица 3-1
|
Изменения удельных расходов тепла на турбину К-300-240 при изменении температур цикла (рис. 3-4) [46].
Тепловые испытания как отечественного, так и зарубежного энергетического оборудования подтверждают линейный характер зависимости удельного расхода тепла от изменения начальных параметров пара. Это позволяет разработать усредненные поправки на изменение начальных параметров к нормативным характеристикам типовых турбоагрегатов. Такие поправки, полученные в результате обработки материалов испытаний, представлены в табл. 3-1.
Г) Изменение конечного давления
У конденсационных турбин, работающих с глубоким вакуумом в конденсаторе, давление за последней ступенью может изменяться в довольно широких пределах за счет изменения паровой нагрузки, загрязнения трубок конденсатора, ухудшения воздушной плотности вакуумной системы, изменения количества и температуры охлаждающей воды и вследствие других причин, влияющих на режим работы конденсационной установки.
Рассмотрим работу турбины с полностью открытыми регулирующими клапанами.
При работе последней ступени турбины с критическими скоростями понижение давления в конденсаторе не вызовет изменения расхода пара через турбину. Изменение расхода может произойти лишь при повышении давления и только в том случае, когда скорости истечения станут докритическими. Однако это положение является чисто теоретическим. На самом деле изменение вакуума в конденсаторе в самых широких пределах практически не влияет на расход пара через турбину, работающую с полностью открытыми клапанами, вследствие чего мощность турбины изменяется только за счет изменения теплового перепада на турбину.
Для исследования работы турбины при изменяющемся давлении за последней ступенью необходимо проанализировать работу последней ступени в этих условиях. При работе ступени в докритичееком режиме истечения изменение давления в конденсаторе повлечет за собой изменение теплового перепада на нескольких последних ступенях, причем изменение мощности будет пропорционально изменению тепло — перепада.
При достижении в последней ступени критической скорости и дальнейшем понижении давления за ступенью увеличение теплового перепада будет приходиться только на последнюю ступень, и здесь прямая пропорциональность между приращением теплоперепада и приращением мощности будет нарушена. В этом случае понижение давления за ступенью сопровождается отклонением потока в косом срезе сопл и лопаток и уменьшением окружной составляющей скорости, что приводит к уменьшению приращения мощности. При дальнейшем понижении давления за ступенью может быть исчерпана расширительная способность косого среза, после чего понижение давления в конденсаторе не будет вызывать увеличения мощности.
Как показали теоретические исследования, а также натурные испытания ряда турбин, для каждой турбины может быть построена универсальная зависимость величины относительного приращения мощности от относительного изменения давления в конденсаторе. Такая зависимость для турбины ВК-50-1 ЛМЗ построена на рис. 3-5 [68].
Эта кривая характеризует режим докритического истечения (отрезок АВ), где относительное приращение мощности зависит линейно от относительного противодавления, и режим с расширением пара в косом срезе (отрезок ВС), где эта зависи-
Мость становится нелинейной. На участке CD, где расширительная способность косого среза исчерпывается, мощность последней ступени с уменьшением противодавления не увеличивается, а мощность турбины в целом даже уменьшается (пунктирная линия C’D’) за счет увеличения отбора пара в первый по ходу воды подогреватель низкого давления.
Для большинства турбин средних параметров изменение давления в конденсаторе на ±0,98-10~3 МПа (±0,01 кгс/см2) приводит для всех нагрузок к изменению мощности примерно на ±1% номинальной мощности. Для турбин высоких параметров пара с промежуточным перегревом изменение мощности при изменении конечного давления будет составлять меньшую относительную величину ввиду значительного располагаемого теплопадения у этих турбин. На рис. 3-6 представлен график поправки к мощности турбоагрегата К-200-130 на давление отработавшего пара. В области, ограниченной прямыми /—/ и II— II, эта зависимость приближается к линейной, и поправка к мощности на изменение давления пара в кон-
І 11 II [І Щ С 0,02 0,0b 0,0В 0,08 0,10 нгс/см2 І___ і___ і___ і___ і___ і___ і_ О 2 4 В 8 10 МПа-10 3 Рис. 3-6. Поправка к мощности турбины К-200-130 на давление отработавшего пара. |
Денсаторе на ±0,98-10"3 МПа (±0,01 кгс/см2) составляет Я=1760 кВт.
Рассмотрим работу конденсационной турбины при изменяющемся вакууме с точки зрения надежности.
При повышении давления в конденсаторе тепловой перепад на турбину уменьшается, причем это уменьшение перепада приходится на несколько последних ступеней. Напряжения в этих ступенях уменьшаются, зато увеличиваются степени реактивности. При небольшом увеличении противодавления изменение реактивности не может вызвать значительного увеличения осевого усилия. При работе же с резко ухудшенным вакуумом могут возникнуть опасения за надежность упорного подшипника турбины. Наряду с этим при значительном ухудшении вакуума увеличивается температура выхлопного патрубка турбины, что может вызвать расцен — тровку агрегата и появление недопустимой вибрации.
При углублении вакуума по сравнению с расчетным происходит перегрузка последних ступеней турбины за счет увеличения приходящегося на них теплового перепада. В особо неблагоприятных условиях при этом находится последняя ступень, на долю которой приходится наибольшее изменение теплоперепа — да, а после установления в ней критического режима истечения дальнейшее увеличение теплового перепада будет приходиться только на нее.
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, приходящимся на турбину, и отсутствием критических скоростей в ее нерегулируемых ступенях. В турбинах этого типа изменение конечного давления в большинстве случаев приводит к изменению расхода пара при фиксированном положении регулирующих клапанов.
При отсутствии в какой-либо из ступеней критических скоростей изменение расхода можно подсчитать по формуле ______
= (3-Ю)
Где D0, ро и pz — расход, начальное и конечное давление пара при расчетном давлении за турбиной; Dі — расход пара при измененном противодавлении ргі.
Если регулирующая ступень турбины работает в критическом режиме, понижение противодавления не вызовет изменения расхода пара через турбину. При увеличении противодавления расход будет сохраняться постоянным до тех пор, пока скорости в регулирующей ступени не станут докритическими. В последнем случае расход через турбину будет уменьшаться согласно формуле (3-10).
При понижении давления за последней ступенью противодавленче — ских турбин наибольшие напряжения будет испытывать диафрагма последней ступени. Поэтому при работе на пониженном противодавлении расход пара следует ограничить согласно формуле [68].
D.-D. V {*)’$)’■ <3-">
Где D0, pz и Tz— расход и параметры пара за турбиной в расчетных условиях; Di, pzl и Tzi — те же величины при пониженном давлении пара за последней ступенью.
В современных турбинах с противодавлением существует защита от перегрузки последней ступени при резком понижении противодавления. В условиях работы турбин с переменным противодавлением особое внимание следует обратить на изменение осевого усилия, поскольку у турбин с противодавлением при изменении конечного давления относительное изменение осевого усилия будет более значительным, чем у турбин конденсационного Тг’па. С увеличением противодавления у этих турбин значительная часть последних ступеней будет работать с пониженными тепловыми перепадами, что приведет к увеличению степени реакции этих ступеней и к соответствующему росту осевого усилия. Изменение суммарного осевого усилия будет зависеть при этом от конфигурации ротора. При наличии на нем уступов сила, действующая на эти уступы, с увеличением противодавления уменьшится, что в той или иной мере будет компенсировать возрастание осевого усилия, вызванное увеличением реактивности последних ступеней. В некоторых случаях общее осевое усилие с увеличением противодавления может даже уменьшиться. В случае понижения противодавления осевое усилие будет изменяться в обратном порядке.
Особенно резко изменяется осевое усилие при изменении противодавления в реактивной турбине, имеющей разгрузочный поршень, соединенный с выхлопным патрубком. В этом случае нагрузка на упорный подшипник будет в основном определяться изменением усилий, действующих на барабан и разгрузочный поршень ротора турбины. Таким образом, перевод турбины с противодавлением на режим с измененным давлением на выхлопе требует тщательной расчетной и в ряде случаев экспериментальной проверки режима работы упорного подшипника турбины в новых условиях.
Внутренняя мощность турбины при изменении противодавления может быть подсчитана по формуле
(3-12)
По L)О Tjoi
Где No, Do, Но И Т|ог — мощность, расход, тепловой перепад и внутренний относительный к. п. д. турбины при расчетном давлении за турбиной; Ni, Dі, Hoi и Tjoii — те же величины при изменившемся противодавлении.
Д) Работа турбины в режиме ухудшенного вакуума
Перевод турбин на ухудшенный вакуум с использованием тепла отработавшего пара в последнее время нашел широкое распространение. Благодаря ему было достигнуто значительное улучшение технико — экономических показателей старых конденсационных станций. В режиме с ухудшенным вакуумом могут работать и теплоэлектроцентрали, где в качестве первой ступени подогрева сетевой воды может быть использован конденсатор теплофикационной турбины.
Если работа на ухудшенном вакууме не предусмотрена заводом — изготовителем, 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 конструктивных изменений в эти элементы.
Основными задачами, которые возникают при переводе турбины на режим с ухудшенным вакуумом, являются:
А) проверка и обеспечение механической прочности водяных камер конденсатора при работе на повышенном давлении воды;
Б) проверка и обеспечение плотности вальцовочных соединений трубок конденсатора;
В) проверка осевого усилия на упорный подшипник турбоагрегата;
Г) проверка величины расцен — тровки турбины из-за повышения температуры выхлопного патрубка;
Д) проверка надежности работы конденсатного насоса при повышенной температуре конденсата;
Е) проверка работы воздухоуда — ляющих устройств.
При решении вопросов, связанных с увеличением механической прочности водяных камер, необходимо учитывать способ включения конденсатора по воде. Если конденсатор находится на напорной линии сетевого насоса, водяные камеры должны быть рассчитаны на полное давление, создаваемое сетевым насосом. При расположении конденсатора на всасывающей линии давление в водяных камерах будет значительно меньше давления, создаваемого сетевым насосом, и меньше статического напора теплосети. Максимальное давление в этом случае будет иметь место при останове сетевого насоса, когда водяные камеры и трубный пучок окажутся под полным статическим давлением тепловой сети.
Предохранительные устройства от внезапной нагрузки конденсатора статическим давлением тепловой сети могут быть выполнены в виде гидравлического затвора с автоматическим отключением конденсатора по воде задвижкой с электрическим приводом и соответствующей сигнализацией. Кроме того, резервные сетевые насосы должны иметь блокировку, включающую насос при аварийном останове основного.
Практически всегда при переводе конденсатора на режим бойлера приходится увеличивать механическую прочность водяных камер и трубных досок. Это особенно необходимо в конденсаторах с чугунными водяными камерами. Усиление водяных камер достигается установкой дополнительных анкерных связей и приваркой ребер жесткости (в стальных водяных камерах). В ряде случаев чугунные водяные камеры заменяются на стальные.
Серьезной проблемой является также обеспечение прочности конденсаторных трубок и плотности их вальцовочных соединений. При нагреве корпуса конденсатора и трубного пучка до 80 —90°С вследствие разности термических удлинений стального корпуса и латунных трубок в трубках и вальцовочных соединениях могут возникнуть значительные напряжения. В конденсаторах с длинными и тонкими трубками эти напряжения невелики, поскольку разность термических деформаций конденсаторных трубок и корпуса компенсируется изменением прогиба трубок.
В относительно коротких конденсаторах с трубками большого диаметра термические напряжения в трубках могут превысить допускаемую величину. В этом случае одну из трубных досок необходимо выполнить подвижной с помощью линзового компенсатора.
На рис. 3-7 представлен конденсатор турбины АК-24, реконструированный для работы в условиях ухудшенного вакуума и противодавления. В данной конструкции подвижность трубной доски 1 обеспечивается линзовым компенсатором 2, заменившим жесткое соединение трубной доски с корпусом конденсатора. Вес водяного барабана воспринимается специальным стальным хомутом 7, подвешенным на кронштейнах 6. Водяные камеры усилены дополнительными анкерными связями 8. Во избежание перекоса трубной доски устанавливаются
дополнительные направляющие штифты, обеспечивающие плоскопараллельное смещение трубной доски.
Весьма сложным вопросом является определение реакции последних ступеней турбины при ИОВОМ режиме. Хороший результат дает расчет нескольких последних ступеней с конца. Однако окончательное суждение о работе упорного подшипника можно сделать только после натурных испытаний турбины в режиме ухудшенного вакуума с измерением температуры сегментов упорного подшипника.
Как показал опыт перевода на ухудшенный вакуум ряда турбин разных конструкций, нигде не наблюдалось значительного увеличения осевого давления и повышения вибрации агрегата вследствие термической расцентровки.
При переводе турбины на работу с ухудшенным вакуумом изменяются условия всасывания конден- сатного насоса по сравнению с нормальным конденсационным режимом. Увеличение давления в конденсаторе является благоприятным фактором для работы насоса, однако одновременно растет и температура конденсата, что может привести к срыву работы насоса, а также ухудшит условия работы подшипников.
Во избежание срыва насоса или попадания его колеса в зону кавитации необходимо увеличить давление на входе в насос. Для этого насос должен быть по возможности заглублен, если позволяют местные условия. Кроме того, для увеличения подпора полезно поддерживать в конденсаторе более высокий уровень конденсата, чем при нормальном режиме. Если при этом нижний ряд трубок окажется под уровнем конденсата, то это не должно вызывать опасений, поскольку при работе конденсатора в режиме бойлера переохлаждение конденсата не является тепловой потерей. В то же время существенное понижение температуры конденсата по отношению к температуре насыщения, соответствующей давлению в конденсаторе, приведет к более устойчивой работе насоса в новом режиме. Кроме того, подача переохлажденного конденсата в охладители эжекторов будет благоприятно влиять на работу и этого узла турбоустановки.
/ — трубная доска; 2— линзовый компенсатор; 3 — водяная камера; 4 — крышка водяной камеры; 5 — труба отсоса воздуха (паровоздушной смеси); 6 — кронштейн; 7 — хомут; 8— дополнительные анкерные связи; 9, 10 — направляющие штифты. |
При использовании в качестве воздухоудаляющих устройств паровых эжекторов в работе обычно оставляют вторую ступень двухступенчатого эжектора, поскольку давление в конденсаторе ближе соответствует давлению перед второй ступенью эжектора. Большое влияние на работу эжектора оказывает температура отсасываемой смеси. При высокой температуре смеси и значительном присосе воздуха эжектор может работать неудовлетворительно, что приведет к увеличению температурного напора в конденсаторе и недовыработке электрической энергии. В этом случае холодильники эжектора целесообразно охлаждать не конденсатом, а холодной водой или установить на всасывающей линии эжектора дополнительный выносной воздухоохладитель.
Что касается переделки проточной части турбин, то здесь вопрос решается в зависимости от сезонного режима работы турбины. При покрытии турбиной графика теплофикационной нагрузки в летние месяцы турбоагрегат переходит на конденсационный режим работы. По этой причине какие-либо переделки в проточной части турбины нецелесообразны. Исключение могут составить двухцилиндровые турбины, где на время работы агрегата в теплофикационном режиме ротор ЦНД заменяется промежуточным валом, передающим крутящий момент от ЦВД к генератору, а диафрагмы ЦНД временно удаляются.
В условиях постоянной работы турбины с ухудшенным вакуумом целесообразно удалить ряд последних ступеней, которые в этом режиме практически никакой мощности не вырабатывают, а создают дополнительные потери на трение и вентиляцию пара.
Для определения условий работы последних ступеней и решения вопроса об их удалении необходимо произвести детальный расчет турбины с конца с определением тепловых перепадов на последние ступени и их потерь. В случае необходимости тепловые перепады последних ступеней можно оценить по приближенной формуле (3-7).
При решении вопроса об удалении последних ступеней необходимо иметь в виду, что давление за последней неудаленной ступенью в расчетном режиме должно соответствовать новому давлению в конденсаторе. Если такого соответствия добиться не удается, то новое давление в конденсаторе должно быть выше, но не ниже, чем давление в этой точке турбины при расчетном режиме. В противном случае последняя неудаленная ступень будет перегружена.
После удаления последних ступеней проточной части турбины следует опасаться резкого понижения давления в конденсаторе при полной нагрузке, которое может привести 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 вакуума при малых расходах воды через конденсатор целесообразно заглушить и вырезать часть трубок конденсатора для увеличения в них скорости воды. Это позволит повысить коэффициент теплопередачи в конденсаторе, что в конечном итоге приведет к увеличению выработки электроэнергии на тепловом потреблении. Вырезка заглушённых трубок, кроме того, позволит уменьшить паровое сопротивление конденсатора, что особенно актуально для конденсаторов старых типов с большим паровым сопротивлением трубного пучка. В некоторых случаях может оказаться целесообразным перевод конденсатора на увеличенное число ходов.
Определение расчетным путем недовыработки электрической энергии при переводе турбины на режим ухудшенного вакуума при сохранении последних ступеней является задачей весьма сложной. Тепловой
Рис. 3-8. График поправок к мощности на давление отработавшего пара для турбины ВТ-25-4. |
Процесс в последних ступенях турбины искажается столь сильно, что определение внутреннего относительного к. п. д. этих ступеней и всей турбины в целом практически не представляется возможным. Наиболее достоверные результаты дают натурные испытания турбины, проводимые исследовательскими и наладочными организациями. Результаты этих испытаний можно использовать для проведения расчетов
О 0,2-, /7,4 О, в кгс/см І——- 1————— і____ і О 0,02 0,04 0,08 МПа Рис. 3-9. График поправок к мощности иа давление отработавшего пара для турбины ВПТ-25-3. |
6—144 |
КВт
При переводе на ухудшенный вакуум однотипного оборудования.
На рис. 3-8 и 3-9 представлены графики поправок к мощности на давление отработавшего пара турбин ВТ-25-4 и ВПТ-25-3. Эти графики позволяют определить недовыработку электроэнергии в зависимости от изменения конечного давления при различных расходах пара в конденсатор турбины.
Е) Изменение давления в регулируемом отборе
Турбина, имеющая регулируемые отборы пара, может работать с измененным давлением в отборе за счет перенастройки регулятора давления.
Понижение давления в отборе при неизменном пропуске пара через турбину приведет к увеличению мощности турбоагрегата, поскольку увеличивается выработка электроэнергии в ЧВД потоком пара, идущим в отбор.
Если турбина снабжает несколько тепловых потребителей, то давление в отборе будет определяться потребителем, требующим наивысшего давления, а остальные потребители будут снабжаться дросселированным паром, что, естественно, снижает общую экономичность установки. Если большую часть отбираемого пара необходимо дросселировать, то может оказаться экономически выгодным снизить давление пара в отборе, а потребителя, требующего пар более высокого давления, снабжать паром из котельной.
Еще более целесообразным является применение для теплоснабжения этого потребителя схемы с термокомпрессором (рис. 3-10). Это позволит сократить расход свежего пара за счет сжатия некоторого количества пара из отбора турбины. Применение всех этих методов обеспечения потребителей паром требует тщательного технико — экономического обоснования.
Ро
И
■схН
Рис, 3-10. Принципиальная схема установки термокомпрессора.
При наличии ряда параллельно работающих турбин с регулируемым отбором пара рационально выделить одну или несколько турбин для снабжения паром отдельных потребителей, требующих давления пара, отличного от основной массы потребителей. Если турбина по условиям теплоснабжения потребителей может работать с давлением отбора, более низким, чем расчетное, то, прежде чем осуществить переход на новое давление, необходимо проверить возможность надежной работы турбины. Уменьшение давления в камере регулируемого отбора до величины рп, меньшей, чем минимальное давление рминп, допускаемое заводом-изготовителем, требует сокращения пропуска пара в ЧВД. Это необходимо, чтобы сохранить прежними напряжения в диафрагме и рабочих лопатках последней ступени ЧВД. Ограничение расхода пара в ЧВД может быть подсчитано по формуле (3-10), где вместо параметров пара в конденсаторе при различных режимах работы следует подставить те же параметры в регулируемом отборе.
3-3. РАБОТА ТУРБИНЫ С ЧАСТИЧНО ОТКЛЮЧЕННОЙ РЕГЕНЕРАЦИЕЙ
Работа турбины с каким-либо отключенным регенеративным подогревателем приводит к ухудшению экономичности установки и перерасходу топлива, причем наибольшие потери дает отключение верхнего (последнего по ходу воды) подогревателя. При отключении верхнего подогревателя или группы подогревателей высокого давления резко снижается температура питательной воды, вследствие чего увеличивается расход топлива котлоагрегатом. Это увеличение расхода топлива не может быть компенсировано 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
|
Воды, вычисленные для некоторых турбоагрегатов отечественного производства.
При отключении верхних отборов и неизменном расходе пара через турбину давления в нижних отборах несколько повысятся и температура воды за этими подогревателями будет также несколько выше расчетной (за исключением деаэратора, давление в котором поддерживается на постоянном уровне автоматически).
При отключении промежуточного подогревателя, когда верхний подогреватель включен, температура питательной воды не меняется или меняется незначительно. В этом случае ухудшение экономичности происходит за счет понижения термодинамического совершенства цикла, поскольку тепловую нагрузку отключенного подогревателя берет на себя следующий по ходу воды подогреватель, и расход высокопотенциального пара в системе регенерации увеличивается. В свою очередь тепловая перегрузка верхнего подогревателя ведет к увеличению недогрева в нем, что также сказывается на экономических показателях установки. Отключение регенеративных подогревателей, кроме того, вызывает перераспределение тепловых перепадов по отсекам турбины и некоторое ухудшение за счет этого внутреннего относительного к. п. д. турбоагрегата.
При рассмотрении вопросов, связанных с отключением подогревателей, особое внимание следует уделить прочности элементов проточной части турбины. Изменение расходов пара и тепловых перепадов по отсекам турбины, вызываемое переключениями в схеме регенерации, неизбежно вызывает перегрузку отдельных ступеней при полном расходе пара через турбину.
При этих режимах в наиболее неблагоприятных условиях находится последняя ступень конденсационной или противодавленческой турбины, поскольку отключение любого подогревателя или группы подогревателей при неизменном пропуске пара через турбину приводит к увеличению расхода через последующие по ходу пара ступени. Кроме того, перегруженной оказывается и диафрагма ступени, следующей за отключенным подогревателем. Особенно опасный режим создается в момент отключения защитой группы ПВД при аварийном повышении уровня в одном из них. В этом случае значительное повышение напряжений в некоторых узлах агрегата сопровождается еще и динамическим эффектом из-за быстродействия защиты.
В настоящее время при работе с частично отключенной регенерацией заводами-изготовителями устанавливаются предельно допустимые значения давления в контрольных ступенях. Этим самым ограничиваются расход пара и мощность турбоагрегата в данном режиме работы. В табл. 3-3 приводятся значе-
Таблица 3-3
|
Ния предельно допустимых давлений в камере регулирующей ступени турбины К-300-240 ЛМЗ в случае отключения одной или двух ниток ПВД при работе без дополнительных отборов пара на собственные нужды блока.
Наличие дополнительных отборов на собственные нужды блока (сушка топлива, подогрев воздуха перед воздухоподогревателем, включение бойлерной установки и т. д.) разгружает последнюю ступень турбины, однако в этом случае оказывается перегруженной головная часть турбины, в частности диафрагма первой нерегулируемой ступени. Для ограничения этой перегрузки устанавливается предельное давление в камере регулирующей ступени, которое не должно превышаться при любой комбинации дополнительных отборов на собственные нужды агрегата (величина каждого отбора также ограничена).
Для турбины К-300-240 ЛМЗ при работе с полностью включенной регенерацией включение дополнительных отборов пара на собственные нужды связано с ограничением мощности. Величина этого ограничения зависит от места отбора и количества отбираемого пара, как это представлено в табл. 3-4.
Таблица 3-4
|
Возможность перегрузки турбины путем отключения верхних отборов при полном расходе пара на турбину может быть использована для покрытия кратковременных пиковых нагрузок. Такая работа мощных конденсационных блоков в условиях резко переменного графика нагрузок рассматривалась как у нас, так и за рубежом. Теоретические исследования и испытания турбин в натурных условиях, проведенные ЦКТИ, показали возможность и экономическую целесообразность такого способа покрытия пиков нагрузки по сравнению с введением в параллельную работу дополнительных мощностей.
Как показывают расчеты, при работе турбин К-300-240 и К-500-240 с максимальными расходами свежего пара отключение одного верхнего регенеративного отбора дает увеличение мощности агрегата примерно 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 реализации этих режимов должна быть, естественно, обеспечена механическая прочность элементов проточной части турбины и изыскана возможность увеличения мощности электрической части блока.