ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ КОНДЕНСАЦИОННЫХ ВЛАЖНОПАРОВЫХ ТУРБОУСТАНОВОК 4-1. ВЛИЯНИЕ ПАРО-ПАРОВОГО ПРОМПЕРЕГРЕВА НА К.П.Д. ТУРБОУСТАНОВКИ
Показатели тепловой экономичности влажнопаровой турбоустановки. Особенности работы влажнопаровых турбоустановок (ВПТУ) при переменных режимах определяются главным образом тремя факторами: работой большинства ступеней (в том числе в паровпускной части турбины) на влажном паре, паровым промежуточным перегревом, а также значительным обратным влиянием режима ВПТУ на рабочие процессы в паропроизводящей установке (ППУ) и ее эффективность.
В предыдущих главах рассматривались ПТУ, являющиеся составной частью энергоблоков ТЭС, парогенераторы которых работают с непрерывной подачей топлива. К.п.д. таких блоков определяется в соответствии с формулой (3-2). Определенное влияние принятого способа организации переменных режимов ПТУ (в частности, программы регулирования) на рабочий процесс и к.п.д. котлов ηκ, как отмечалось в § 3-2, имеется и для этого класса блоков. Однако это влияние в подавляющем большинстве случаев сравнительно невелико, и определяющую роль в изменении тепловой экономичности как конденсационных, так и теплофикационных (см. гл. 5) блоков ТЭС играет к.п.д. турбоустановки η по машинному залу, определяемый формулой (2-28), что позволяло во многих случаях в первом приближении ограничиваться анализом лишь этого показателя. При изменении давления насыщенного пара перед влажнопаровой турбиной (ВПТ) меняется и его температура, что, в свою очередь, вызывает изменение параметров теплоносителя, проходящего через активную зону реактора. Последнее обстоятельство, изменяя благодаря температурному и паровому эффектам реактивности нейтронно-физические характеристики как водо-водяных, так и канальных реакторов [41], оказывает сильное влияние на рабочие процессы в них, в том числе на процесс выгорания топлива. Вследствие отмеченного к.п.д. влажнопаровой турбоустановки η по машинному залу, хотя он, бесспорно, и представляет собой важный показатель, характеризующий эффективность при различных режимах самой ВПТУ, рассматриваемой изолированно, вне связей с другими элементами энергоблока, все же не дает исчерпывающей оценки экономичности ВПТУ как элемента энергоблока, поскольку не учитывает обратного влияния ВПТУ на эффективность работы ППУ. Лучшим показателем в таких условиях следует признать к.п.д. энергоблока в целом. Однако его определение для энергоблоков с ВПТ оказывается затруднительным.
Это обусловлено тем, что ППУ таких энергоблоков работают с периодической перегрузкой топлива. В течение рабочей кампании между двумя последовательными перегрузками топливо в ППУ не добавляется, а происходит его постепенное выгорание до заданной глубины. В таких условиях, по мнению автора, эффективность использования топлива для выработки электроэнергии может быть объективно оценена лишь интегральным к.п.д. энергоблока, т. е. к.п.д. за всю рабочую кампанию. Если предположить, что может быть достигнуто полное, теоретически возможное выгорание всего загруженного топлива, то каждый его килограмм выделит теплоту, равную Qp. По своему смыслу эта величина эквивалентна широко используемой в теплоэнергетике удельной теплоте сгорания (теплотворной способности топлива) [19]. Если масса загруженного топлива равна М, то за счет него теоретически возможно получение теплоты, равной MQp. Если предположить, что на протяжении всей рабочей кампании энергоблок работает с максимальной тепловой мощностью ППУ, равной Qmax, то можно определить теоретическую длительность рабочей кампании τt = MQp/Qmax. Теплотворная способность MQp всей массы загруженного топлива численно равна площади прямоугольника Oabτt на рис. 4-1. В действительности полное выгорание топлива не может быть достигнуто и к моменту перегрузки каждым килограммом топлива выделяется лишь часть Qu теоретически возможной теплоты (используемая часть). Отношение ε=Qи/Qp характеризует степень выгорания топлива. Вследствие неполного выгорания фактическая продолжительность рабочей кампании τΡ при максимальной тепловой мощности Qmах меньше теоретически возможной. Фактически выделенное за рабочую кампанию количество теплоты численно равно площади прямоугольника Оасτр на рис. 4-1. Отношение площадей Оасτр и Oabτt равно ε. При заданном ε в общем случае работы блока с переменной тепловой мощностью Q теоретически возможное и фактическое количества выделенной теплоты определяются площадями под кривыми изменения Q во времени, причем эти площади равны
площадям Oabτt и Оасτр. Фактическая же длительность рабочей кампании будет неодинакова для разных законов изменения тепловой мощности.
Рис. 4-1. Использование тепловой энергии при выгорании топлива
Площадь прямоугольника τtbcτр характеризует потенциальную энергию топлива
MQp(l—ε), не использованную за рабочую кампанию. Эта величина эквивалентна своего рода механической неполноте сгорания. Площадь Оасτр характеризует количество теплоты MQpε, подведенной за рабочую кампанию к рабочему телу, направляемому в турбоустановку. Эта теплота с к. п. д. турбоустановки η преобразуется в турбине в механическую работу, преобразуемую далее в генераторе в электрическую энергию. Если принять, что в течение всей рабочей кампании турбина работает с номинальной мощностью Nном, то заштрихованная площадь Oefτp на рис. 4-1 соответствует общему количеству выработанной турбиной механической энергии. Отношение площадей Oefτp и Oabτt характеризует интегральный к.п.д. энергоблока за рабочую кампанию ηбл. В некоторых работах эту величину называют коэффициентом использования топлива.
В рассматриваемом частном случае работы блока при неизменной мощности
(4-1)
В общем случае ВПТУ и ППУ работают с непостоянными в течение всей рабочей кампании значениями N и Q. В каждый момент времени при стационарных режимах эти значения связаны соотношением N/Q=η, где η — к.п.д. турбоустановки по машинному залу при мощности Ν. Интегральный к.п.д. энергоблока при этом
(4-2)
Как было показано выше,
где τ — продолжительность рабочей кампании при непрерывной работе с номинальной мощностью. С учетом этого формулу (4-2) можно преобразовать к виду
(4-3)
где η —среднеинтегральный за рабочую кампанию к.п.д. турбоустановки;
Усилия теплоэнергетиков, естественно, направлены на повышение к.п.д. турбоустановки. Некоторые мероприятия в этом направлении (например, аэродинамическое совершенствование проточной части турбины) не оказывают никакого влияния на ε, однозначно повышая к.п.д. блока. Другие же мероприятия оказывают одновременное воздействие на η и ε. Так, например, влажнопаровая установка, рассчитанная на более высокое начальное давление пара, имела бы более высокий к.п.д. по машинному залу, что при фиксированном значении Qmaх повысило бы мощность турбины (линия e'f' на рис. 4-1). Однако при этом, как было показано выше, возрастает температура теплоносителя, что под влиянием отрицательного температурного коэффициента реактивности уменьшает степень выгорания топлива ε. Реальная продолжительность рабочей кампании блока сокращается до значения τр', а количество теплоты, переданное ВПТУ, определяется площадью Oac'f'. С более высоким к.п.д. в турбоустановке преобразуется в механическую работу это меньшее количество тепловой энергии. Энергия, выработанная турбиной, характеризуется площадью Oe'f'τp· Интегральный за рабочую кампанию к.п.д. блока равен отношению площадей Oe'f'τp и Oabτt. Противоположное влияние начального давления пара на сомножители η и ε в формуле (4-1) предопределяет существование оптимального начального давления пара, которому соответствует максимальный к.п.д. блока при рассмотренном режиме его работы. Выбираемые для действующих блоков начальные параметры пара для ВПТ близки к оптимальным [3].
На практике при перегрузке топлива обычно полностью удаляют лишь его часть массой Mi, обладающую к этому моменту теплотворной способностью Qpi. Остальную часть топлива оставляют для следующей рабочей кампании, используя свежее топливо массой М и теплотворной способностью Qр лишь взамен полностью выгруженного. В начале новой рабочей кампании топливо включает в себя несколько составных частей суммарной теплотворной способностью:
MQp + ΣMjQpj,
где Μj и QP=pj — масса топлива предыдущих загрузок, используемого j-ю рабочую кампанию, и его теплотворная способность. С учетом этого правомерно использование формул (4-1) и (4-2), если под ε понимать степень выгорания топлива за данную рабочую кампанию:
где ΣM'Q'p— потенциальная энергия топлива, которое будет использовано в последующих рабочих кампаниях.
Рис. 4-2. Принципиальная тепловая схема ВПТУ: а —исходная схема; б —
эквивалентная схема
1 — линия подвода свежего пара к промперегревателю; 2 —ЧВД; 3 — сепаратор; 4 — двухступенчатый промперегреватель; 5 — ЧНД; 6 — конденсатор; 7 - конденсатный насос; 8 — ПНД; 9 — насос перекачки конденсата греющего пара; 10 — деаэратор; 11— питательный насос; 12 — ПВД; 13, 14, 15 — регулирующие органы
Влияние составных частей СПП на к.п.д. турбоустановки. Принципиальная схема ВПТУ с двухступенчатым промперегревом пара и процесс расширения пара на is-диаграмме приведены на рис. 4-2 и 4-3. Пар, пройдя ЧВД 2 (рис. 4-2,а), процесс расширения в которой изображается линией АВ (рис. 4-3), при давлении Pспп поступает в совмещенный сепаратор — промежуточный пароперегреватель (СПП). В сепараторе 3 (рис. 4-2,а) происходит отделение влаги. При идеальной сепарации (к. п. д. сепаратора η0=1) после отделения влаги остается насыщенный пар (степень сухости *=1), состояние которого соответствует точке Е на рис. 4-3. В реальных условиях η0<1 и пар после сепаратора имеет небольшую влажность. Отсепариро- ванная влага сбрасывается в один из подогревателей низкого давления, где ее теплота используется для подогрева питательной воды. Пар, вышедший из сепаратора, поступает в двухступенчатый промперегреватель 4 (рис. 4-2,а). В первой ступени производится его перегрев паром, отобранным из промежуточной точки ЧВД. Состояние пара после первой ступени промперегрева характеризует точка F на рис. 4-3. Во второй ступени перегрев производится свежим паром, подаваемым по линии 1 (рис. 4-2,а). Состояние нагреваемого пара после второй ступени промперегрева соответствует точке С на рис. 4-3.
Рис. 4-3. Процесс расширения во влажнопаровой турбине
Определяемые точками F и С температуры нагреваемого пара при выходе соответственно из первой и второй ступени промперегревателя на температуру недогрева ниже температур Т1 и Т0 греющего пара. Конденсат греющего пара из обеих ступеней промперегревателя сбрасывается в подогреватели высокого давления. Перегретый пар направляется в ЧНД турбины. Процесс его расширения до конечного давления рz изображен линией CD.
К.п.д. брутто рассматриваемой турбоустановки при режиме, соответствующем расходу пара турбиной G,
(4-4)
где H — перепад энтальпии турбины; NC = GCH2—мощность, недовыработанная в турбине потоком отделенной в сепараторе влаги с расходом Gc; N1=G1h1— мощность, недовыработанная паром, отобранным для первой ступени промперегрева; — суммарная мощность, недовыработанная паром регенеративных отборов, причем Ni=Gihi, GСПП—расход греющего пара второй ступенью промперегрева; t0 и inв — энтальпия свежего пара и питательной воды; Η=Η1+ Η2, H1 и Н2 — перепады энтальпии ЧВД и ЧНД турбины; GI и hI — расход пара, отобранного для первой ступени промперегрева, и недоиспользованный в турбине его перепад энтальпии; Gi и hi — расход пара i-м регенеративным подогревателем и недоиспользованный в турбине его перепад энтальпии.
Относительная доля отсепарированной влаги βc= ηcy1, где У1— влажность пара за ЧВД; ηc — к.п.д. сепаратора. Удаление влаги увеличивает располагаемый перепад энтальпии оставшегося в ЧНД пара, и хотя при этом уменьшается расход пара, преобладает влияние перепада энтальпии, вследствие чего термический к.п.д. цикла при сепарации влаги увеличивается. Из-за уменьшения влажности пара возрастает также внутренний относительный к.п.д. ЧНД и турбины в целом. Удаление влаги из потока пара в сепараторе приводит к повышению коэффициента регенерации kp. Хотя при этом степень регенерации др в целом не меняется, однако некоторая часть общего подвода теплоты к питательной воде в системе РППВ производится за счет теплоты влаги, отводимой из сепаратора. Это уменьшает подогрев питательной воды паром регенеративных отборов и относительную недовыработанную мощность Np.
Оценку влияния паро-парового промперегрева на экономичность начнем с ВПТУ, имеющих одноступенчатый промперегрев, производимый свежим паром. Этому случаю соответствует вариант схемы на рис. 4-2, б с закрытым клапаном 14 и открытыми клапанами 13 и 15. Мысленно изменяя степень открытия клапана 13 и сопоставляя значения к.п.д., которые имела бы турбоустановка при полностью открытом и полностью закрытом клапане 13, найдем аналогично предыдущему в линейном приближении
где δ'ηt=(ηt— η)/η; δ'η0ί = (η0i—η)/η0, δ'k = (kp— kP)/kp, входящие в формулы величины сохраняются такими же, как в формулах (4-5) и (4-7) при β1=0.
Сравниваемым режимам с отключенным и включенным промперегревом пара соответствуют различные значения паропроизводительности ППУ, равные в первом случае G, а во втором G+ GСПП=G(1 + βСПП). При этом в (1+βСПП) раз увеличивается подвод теплоты к рабочему телу, что учтено сомножителем (1 + βСПП)-1 в формуле для ηt. Если бы точно в такой же пропорции возросла мощность турбины при изоэнтропийном расширении пара в ней, то включение промперегрева не изменило бы термического к.п.д. цикла. Однако поток GСПП не проходит проточной части турбины, вследствие чего мощность ЧВД не изменяется. Начальная энтальпия пара перед ЧНД при открытии клапана 13 возросла бы на величину Δi, определяемую из уравнения теплового баланса (G—Gc)∆i = GCПП(i0—ί0'), где i0'—энтальпия конденсата греющего пара. Не вся теплота, переданная вторичному пару в промперегревателе, может быть использована в турбине. Это обусловлено повышением энтропии при передаче теплоты в промперегревателе от высокопотенциального потока GСПП к низкопотенциальному основному потоку G*= G—Gc, из-за чего повышается энтальпия пара, покидающего турбину.
В результате при включении промперегрева располагаемый перепад энтальпии возрастает, но его приращение меньше Δi.
Таким образом, в рассматриваемой расчетной схеме при включении промперегрева мощность турбины возрастает в меньшей мере, чем подвод теплоты в ППУ. Вследствие этого одноступенчатый промперегрев снижает термический к.п.д. цикла ВГГТУ (δ'ηt<0). Снижение оказывается тем большим, чем ниже разделительное давление РCПП.
Изменение внутреннего относительного к.п.д. турбины δ'η0ί определяется при принятой расчетной схеме (рис. 4-2,б) исключительно частью низкого давления. На ее к.п.д. η2 при включении промперегрева влияют два фактора: уменьшение влажности пара и увеличение располагаемого перепада энтальпии, вследствие чего общее абсолютное приращение к.п.д. можно представить в виде суммы двух составляющих Δη2=Δη2(у)+ Δη2(Р2t). Первое слагаемое Δη2(y) положительно. Характер изменения второго слагаемого определяется изменением характеристик последних ступеней турбины. С увеличением H2t при включении промперегрева уменьшается характеристическое отношение u/С0 для последних ступеней. Вместе с тем, как показывают результаты экспериментальных исследований (рис. 4-4), оптимальные значения (u/Co)oopt уменьшаются с ростом влажности у [35]. Если последние ступени спроектированы так, чтобы номинальному режиму турбины при ее нормальной тепловой схеме соответствовали значения и/С0, близкие к оптимальным, то при закрытии клапана 13 (см. рис. 4-2,б) уменьшение располагаемого перепада энтальпии H2t привело бы к значениям и/Со> (u/C0)opt. Превышение еще более усилилось бы вследствие того, что сопутствующее закрытию клапана 13 возрастание влажности уменьшило бы оптимальные значения (и/С0) opt. При частичных режимах этот эффект оказался бы еще более сильным, поскольку до отключения промперегрева последние ступени работали бы при значениях и/С0, больших оптимальных. Отмеченный эффект, изменяя условия работы последних ступеней, снижает их к. п. д. Открытие клапана 13 повышает к.п.д. последних ступеней. Так как положительны обе составляющие Δη2, промперегрев повышает внутренний относительный к.п.д. части низкого давления (Δη2>0) и турбины в целом (δ'ηοi>0).
Конденсат греющего пара из СПП сбрасывается в систему регенерации. Если он подводится за последним ПВД, как это делается в некоторых схемах, то он повышает температуру подогрева питательной воды, увеличивая степень регенерации qp. В ряде схем его направляют в один из ПВД. В дальнейшем он вместе с конденсатом пара, поступающего в этот подогреватель, каскадно сбрасывается в деаэратор (см. рис. 4-2,а). Если не учитывать потерь теплоты в подогревателях и соединительных трубопроводах, конденсат греющего пара СПП передает питательной воде количество теплоты GCПП (i'0—i'д), где i0 и iд — энтальпии конденсата греющего пара в СПП и деаэраторе.
Рис. 4-4. Характеристики ступени n=f(u/C) при различной влажности
Рис. 4-5. Влияние паропарового промперегрева на тепловую экономичность турбоустановки К-1000-60/3000 и на влажность за последней ступенью ЦНД при различном относительном расходе G/G0 Сплошные линии — относительное изменение δkпм; штриховые — влажность у за последней ступенью ЦНД;
1 — промперегрев отключен; 2 — промперегреватель переключен на питание паром из отбора за второй ступенью ЦВД; 3 —промперегреватель подключен к линии свежего пара
В деаэраторе поток GCПП добавляется к основному потоку питательной воды. Для подогрева этого дополнительного потока в подогревателях высокого давления требуется количество теплоты GСПП (iпв—iд).
Заметим, что iпв<i0'. Обусловленное этим избыточное количество теплоты, вносимой конденсатом греющего пара СПП, не меняя степени регенерации qp, вытесняет из системы РППВ часть пара регенеративных отборов и уменьшает недовыработку электрической мощности Np. В обоих рассмотренных случаях промперегрев увеличивает коэффициент регенерации (δ'kp>0).
Таким образом, паровой промперегрев уменьшает термический к.п.д. цикла влажнопаровой турбоустановки, но вместе с тем повышает внутренний относительный к.п.д. турбины и коэффициент регенерации. Такое противоречивое влияние составляющих δ'ηt, δ'ηоi и b'kp предопределяет неоднозначность результирующего эффекта, который может быть как положительным, так и отрицательным в зависимости от конкретных значений составляющих. Вероятность отрицательного влияния промперегрева свежим паром на тепловую экономичность ВПТУ при номинальном режиме тем больше, чем ниже разделительное давление. По мере же снижения нагрузки вследствие снижения разделительного давления будет возрастать роль отрицательно действующего фактора. В определенных случаях может оказаться, что промперегрев повышает тепловую экономичность ВПТУ при номинальном режиме, но снижает ее на частичных нагрузках.
Приведенные на рис. 4-5 в качестве примера результаты расчетного исследования турбоустановки К-1000-60/3000 с одноступенчатым промперегревом (расчеты выполнены С. А. Климцовым) свидетельствуют, что перегрев свежим паром во всем диапазоне режимов снижает тепловую экономичность этой турбоустановки, и его применение определяется исключительно соображениями эрозионной надежности последних ступеней.
Влияние второй ступени при двухступенчатом промперегреве качественно не отличается от рассмотренного выше влияния одноступенчатого перегрева. Поскольку за счет свежего пара производится лишь часть общего перегрева, ВПТУ с двухступенчатым промперегревом более экономична, чем с одноступенчатым. Однако это достигается за счет усложнения и удорожания как самого СПП, так и турбоустановки в целом. По мере снижения мощности турбины давление pi в камере отбора пара к первой ступени промперегрева уменьшается. Соответственно уменьшается и роль первой ступени в общем перегреве и возрастает роль второй ступени, использующей для перегрева свежий пар. Поэтому при уменьшении нагрузки преимущества ВПТУ с двухступенчатым промперегревом в тепловой экономичности сокращаются.
Иной оказывается роль парового промперегрева в теплофикационных ВПТУ, где увеличение за его счет располагаемого перепада энтальпии группы ступеней ЧСД, заключенных между СПП и камерами отопительных отборов, увеличивает удельную выработку электроэнергии на тепловом потреблении [6]. Этот положительный эффект оказывается тем большим, чем больше тепловая нагрузка и чем выше разделительное давление р.
Различными исследователями получены расчетным путем противоречивые данные о влиянии парового промперегрева на тепловую экономичность ВПТУ [4, 19, 31, 71 и др.]. В определенной мере это может быть объяснено принятой методикой учета потерь от влажности. Начиная с работ К. Баумана, выполненных еще в 20-е годы, подавляющее большинство специалистов принимает, что снижение к.п.д. ступени Δη однозначно определяется средней диаграммной влажностью у. При этом многие принимают взаимосвязь ∆η=ау линейной. Коэффициент влияния а по рекомендациям различных организаций отличается в несколько раз. Естественно, что подстановка при расчетах того или иного значения а существенно (в том числе в ряде случаев и по знаку) меняет результирующий эффект от применения парового промперегрева. По мнению автора, столь большой разброс значений а свидетельствует о том, что следует с очень большой осторожностью относиться к рекомендациям, однозначно связывающим влажность у и потери энергии в ступенях. посредством приведенной простейшей формулы или ее усложненных модификаций. Влажность является очень важным, но не единственным фактором, определяющим потери от нее (так же, как и эрозионный износ). Прежде всего, применяемые методики вообще не учитывают, имеется ли система внутренней сепарации влаги в проточной части турбины и эффективно ли она работает. Кроме того, при одной и той же диаграммной влажности потери могут существенно отличаться в зависимости от таких факторов, как дисперсный состав влаги и его распределение по высоте ступени, окружные составляющие относительных скоростей соударения капель различных размеров с рабочими лопатками, скорости паровой фазы и пр. Так как эти величины зависят от геометрии ступени, степени реактивности, параметров пара перед ступенью и за нею, шероховатости поверхности, режимов работы ступени и других факторов, то нет оснований ожидать, что коэффициент влияния а даже для одной и той же ступени будет одинаков при различных режимах. Принципиально нельзя исключить даже такой возможности, что
с уменьшением влажности (например, при понижении в определенных пределах нагрузки турбины) потери от нее могут возрастать. Косвенным подтверждением такой возможности может служить тот факт, что с понижением нагрузки турбины интенсивность эрозионного износа рабочих лопаток возрастает, несмотря на уменьшение влажности (см. § 4-4).
В связи с изложенным наряду с форсированием работ по совершенствованию методов учета потерь от влажности при расчетах следует уделять особое внимание постановке экспериментальных исследований с целью прямого определения влияния промперегрева на тепловую экономичность ВПТУ, считая их результаты главным источником информации по данному вопросу. Такие исследования были выполнены ЛПИ на турбоустановках К-220-44, К-500-65/3000 и др. Испытания проводились при одинаковой паропроизводительности с включенной и отключенной второй ступенью промперегрева. С целью повышения точности результатов был использован обоснованный ЛПИ метод парных опытов. При этом тепловая мощность реактора на сравниваемых режимах поддерживалась неизменной. Влияние же промперегрева свежим паром на тепловую экономичность ВПТУ оценивалось по приращению суммарной электрической мощности турбогенераторов при неизменной мощности реактора. Испытания проводились в широком диапазоне режимов, от номинальной мощности до 50—60 % номинальной. Во всех опытах при всех исследованных режимах, включая номинальный, отключение второй ступени промперегрева приводило к повышению электрической мощности генераторов, а следовательно, к повышению тепловой экономичности блока до 1 % для турбоустановки К-220-44 и до 1,5—2 % для турбоустановки К-500-65/3000.
Так как влажность пара на последних ступенях ЦНД при частичных нагрузках уменьшается, то заслуживает серьезного изучения вопрос о возможности хотя бы в некоторых случаях отключения на таких режимах второй ступени промперегрева в ВПТУ с двухступенчатым перегревом пара или переключения СПП с питания свежим паром на пар, отбираемый из промежуточной точки ЦВД, в ВПТУ с одноступенчатым промперегревом. На рис. 4-5 в качестве примера приведены результаты расчетов, выполненных применительно к турбоустановке К-1000-60/3000 в предположении перевода промперегрева с питания свежим паром на питание паром, отобранным после второй ступени ЦВД. Как следует из графика, тепловая экономичность турбоустановки возрастает при этом в широком диапазоне режимов примерно на 1 %. На том же графике показано изменение влажности у за последней ступенью ЦНД при таком переключении и полном отключении промперегрева. Разумеется, при решении вопроса о допустимости отмеченных переключений должна быть тщательно проверена эрозионная надежность лопаточного аппарата последних ступеней турбины.
Двухступенчатая сепарация влаги.
В связи с отмеченным заслуживает серьезного внимания вопрос об отказе от парового промперегрева и СПП в их существующем виде. Интенсивные исследования в этом направлении ведутся в МЭИ, на ЛМЗ и в ЛПИ. Двухступенчатой сепарацией влаги, если, разумеется, при этом может быть достигнута высокая эффективность влаго- удаления, можно обеспечить влажность пара за турбиной такой же и даже меньшей, чем в применяемом варианте с СПП. Это просто достигается рациональным выбором давлений в сепараторах. За счет этого эрозионная надежность последних ступеней может быть сохранена, по меньшей мере, на том же уровне, что был достигнут в схемах с СПП. Двухступенчатая сепарация может оказаться особенно эффективной в случае работы турбоустановки со скользящим давлением, где при частичных нагрузках из-за понижения температуры промперегрева влажность пара оказывается большей, чем в режиме с таким же расходом пара при постоянном давлении.
Переход к двухступенчатой сепарации может быть выполнен с существенным упрощением оборудования и удешевлением ВПТУ. В последнее время рядом отечественных и зарубежных организаций разработаны разные типы высокоэффективных и компактных сепараторов. Одно из весьма перспективных предложений— разработанные кафедрами турбиностроения ЛПИ и МЭИ турбосепараторы со свободно вращающимся рабочим колесом. Полученный к настоящему времени первый положительный опыт их эксплуатационной проверки позволяет надеяться на успешное решение задачи эффективного влагоудаления. Турбосепараторы могут быть установлены, например, в перепускных трубах между цилиндрами. Для придания большей гибкости к компоновке целесообразна также конструкторская проработка установки свободно вращающихся рабочих колес непосредственно в проточной части турбины.
Безусловно, двухступенчатая сепарация без промперегрева должна быть связана с проектированием турбины и ВПТУ в целом специально для этого варианта. При этом, по-видимому, окажется целесообразным выбор иных, чем применяются сейчас, разделительных давлений, при которых производится сепарация влаги, что позволит по-иному скомпоновать цилиндры турбины и найти оптимальные конструктивные решения по турбоустановке в целом.
Двухступенчатая сепарация может быть применена также для действующих влажнопаровых турбин, имеющих ЦСД. Это может быть достигнуто отключением подачи греющего пара в СПП при сохранении его функций как сепаратора и установкой турбосепараторов в перепускных трубах между ЦСД и ЦНД.
