Применяемые программы. Выбор той или иной программы регулирования энергоблока, по существу, означает принятие определенного закона изменения начального давления пара перед турбиной в зависимости от режима ее работы. Как было показано в § 4-1, при этом необходимо учитывать как изменение к.п.д. самой турбоустановки, так и влияние начального давления пара на степень выгорания топлива ε. В настоящем параграфе рассмотрена первая из этих составляющих. Вопросы, связанные с увеличением второй составляющей, рассмотрены в § 4-3.
Для двухконтурных энергоблоков с водо-водяными реакторами в начальный период развития широко применялась программа регулирования с постоянной средней температурой теплоносителя Τ в первом контуре (см. рис. 1-6,а). Она обеспечивает наименьшие в сравнении с другими программами отклонения параметров теплоносителя в первом контуре при изменениях мощности, а также эффективное использование температурного эффекта реактивности для регулирования реактора [24]. Поэтому такую программу считают наиболее благоприятной для первого контура. Недостатки этой программы определяются повышением давления пара р0 во втором контуре при снижении мощности энергоблока. Этим обусловлена необходимость проектирования парогенераторов и главных паропроводов на давление, большее номинального, что увеличивает затраты металла и ухудшает маневренные свойства теплоэнергетического оборудования энергоблока, а также повышает степень дросселирования пара в регулирующих клапанах турбины, увеличивая потери энергии в ЦВД и влажность в паровпускной части турбины. Вследствие этого программу Τι = idem без сочетания с другими программами в современных условиях применяют редко.
Наиболее распространена для этого типа блоков программа с постоянным давлением пара Р во втором контуре (см. рис. 1-6,б), более благоприятная для второго контура. Она позволяет при том же оборудовании второго контура, что применено для программы Ti = idem, использовать при номинальном режиме более высокие параметры пара, что повышает тепловую экономичность ВПТУ при номинальном режиме. Однако при этом необходимо повысить давление теплоносителя в первом контуре для предотвращения его вскипания. Необходимы также увеличенные размеры компенсаторов объема. Изменение средней температуры теплоносителя в первом контуре, вызывая температурные напряжения в корпусе реактора, ухудшает его маневренные свойства.
Поэтому в некоторых случаях используют комбинированные программы регулирования (см. рис. 1-6,г). В диапазоне нагрузок около номинальной поддерживают постоянной среднюю температуру теплоносителя в первом контуре, а начиная от некоторой частичной нагрузки дальнейшее ее снижение производят при постоянном давлении пара во втором контуре.
Для одноконтурных блоков с канальными реакторами применяется обычно программа регулирования с постоянным давлением свежего пара [41].
В последнее время все большее внимание как отечественных, так и зарубежных специалистов привлекает вопрос о целесообразности применения скользящего давления, впервые предложенного для влажнопаровых турбоустановок АЭС независимо друг от друга ХТЗ и Л ПИ [13, 47]. Это определяется возрастающими требованиями к маневренности АЭС с реакторами на тепловых нейтронах (см. гл. 1). К настоящему времени имеется первый положительный опыт эксплуатации энергоблоков АЭС с влажнопаровыми турбинами на скользящем давлении [44, 49 и др.]. Однако в целом рассматриваемую проблему для атомной энергетики пока еще нельзя считать решенной, поскольку перевод на скользящее давление радикально изменяет условия работы практически всех элементов энергоблока.
Тепловая экономичность турбоустановки. Сложность тепловых схем ВПТУ, содержащих наряду с регенеративными подогревателями также СПП (в которых производится внешняя сепарация и промежуточный перегрев пара, причем теплота отсепарированной влаги и конденсата греющего пара используются в системе РППВ, составляя заметную часть общего количества теплоты, подводимого к питательной воде), большое число взаимозависящих факторов, влияющих на тепловую экономичность ВПТУ, и выявленный в § 4-1 противоречивый характер этого влияния определяют большую вероятность того, что та или иная программа регулирования может дать для разных конкретных установок неодинаковые результаты как в количественном, так и в качественном отношении. Поэтому источником наиболее достоверной информации о сравнительной тепловой экономичности работы ВПТУ при различных программах регулирования следует считать наряду с результатами натурных испытаний ВПТУ результаты детальных расчетов тепловых балансов конкретных турбоустановок. ЭВМ, которые широко применяются турбинными заводами, проектно-конструкторскими и научно-исследовательскими организациями, а также электростанциями, позволяют с высокой точностью производить все необходимые расчеты. Вместе с тем, признавая безусловную необходимость таких расчетов, по мнению автора, было бы недостаточно ограничиваться только ими. Давая достоверный конечный результат, такие расчеты не позволяют вскрыть, какими именно конструктивными и эксплуатационными факторами он обусловлен, какова природа и степень влияния каждого из этих факторов и в каком направлении следует работать, чтобы добиться тепловой схемы и способа ведения режимов, оптимальных для выбранной программы регулирования. Поэтому комплексные расчеты тепловых балансов ВПТУ необходимо дополнять хотя бы приближенным теоретическим анализом, позволяющим расчленить результирующий выигрыш или проигрыш от применения программы регулирования на отдельные составляющие и выявить факторы, влияющие на каждую составляющую. Выполним сравнительный анализ тепловой экономичности ВПТУ с двухступенчатым промперегревом пара для двух программ регулирования: наиболее распространенной программы регулирования с постоянным начальным давлением пара и программы со скользящим начальным давлением пара.
В соответствии с формулами (4-5) — (4-7) и (4-9) запишем
(4-16)
В линейном приближении последнюю формулу можно переписать
где отмеченные надстрочными индексами «с», I, II относительные приращения δ'ηt, δ'η0i и δ'kp находятся, как и в § 4-1, в предположении мысленного последовательного открытия регулирующих органов 15, 14 и 13 (см. рис. 4-2, б) для скользящего и постоянного начального давления пара. Будем предполагать также, что при всех режимах к регулирующим клапанам турбины подводится сухой насыщенный пар (степень сухости x-=1).
Выполним анализ изменения каждого из слагаемых в правой части уравнения (4-17) при переходе от работы ВПТУ с постоянным давлением к работе со скользящим давлением свежего пара.
Рис. 4-6. Процессы изоэнтропийного расширения пара во влажнопаровой турбине при различных режимах: а — гипотетическом с отключенным СПП; б — в режимах с включенными внешним сепаратором и промперегревателем
Парораспределение турбины будем считать дроссельным.
Для ВПТ чаще всего применяется дроссельное парораспределение, что, как было показано выше (см. § 3-2), благоприятствует переходу к скользящему давлению. Однако составляющие достигаемого при этом эффекта принципиально отличаются от аналогичных составляющих для турбоустановок перегретого пара. Для оценки слагаемых δηt, δη0i и δkp мысленно закроем регулирующие клапаны 13, 14 и 15 на эквивалентной расчетной схеме ВПТУ (рис. 4-2,б). Состояние пара за ППУ при номинальном режиме, определяемое давлением Р0 и энтальпией i0, соответствует точке A0 (рис. 4-6,а). Пренебрегая дросселированием пара в полностью открытых клапанах, будем считать, что при номинальном режиме пар с этими параметрами вступает в проточную часть турбины, а процесс изоэнтропийного расширения изображается линией A0B0. Этому процессу соответствуют изоэнтропийный перепад энтальпий Ht0 и термический к.п.д. цикла ηt0=Ht0/(ί0—iz). При разгрузке турбины прикрытием ее регулирующих клапанов с постоянным давлением пара состояние пара перед регулирующими клапанами по-прежнему характеризуется точкой A0. В регулирующих клапанах происходит процесс дросселирования пара А0А до давления р1, соответствующего новому, уменьшенному расходу G. При этом в сопла первой ступени турбины поступает влажный пар, и при рассматриваемых гипотетических условиях все ступени турбины работают на влажном паре. Процесс изоэнтропийного расширения в турбине изображается линией АВ. Изоэнтропийный перепад энтальпий при этом уменьшается на величину ∆Ht= iB—ίB0, где iB и iB0—энтальпии пара, соответствующие точкам В и Во. Термический к.п.д. цикла, равный при уменьшенном расходе пара η= η0ηд, причем ηд=1 — ΔΗt/Ht0, уменьшается с уменьшением расхода пара (кривая 1 на рис. 4-7).
Если разгрузку турбины производить при скользящем давлении, то для расхода G необходимо снизить давление р0 примерно до того же значения рI, которое было в предыдущем случае перед соплами первой ступени. Состояние пара за ППУ при этом соответствует точке А1 на рис. 4-6, а, а процесс изоэнтропийного расширения в турбине — линии А1В1.
Рис. 4-7. Зависимость термического к.п.д. цикла ηtxот расхода пара G
Рис. 4-8. Циклы ВПТУ при постоянном и скользящем начальном давлении пара
Для сопоставления термодинамической эффективности процессов АВ и A1B1 рассмотрим цикл турбоустановки на Ts-диаграмме (рис. 4-8). Ломаная линия 123 характеризует процесс подвода теплоты в ППУ без учета работы сжатия в конденсатных и питательных насосах, линия 34 — процесс изоэнтропийного расширения пара в турбине при номинальном режиме ее работы, линия 41 — процесс отвода теплоты в конденсаторе. Количество подведенной и отведенной в цикле теплоты соответственно равно площадям а123b и а14b. Полезная работа при этом равна площади цикла 1234, а термический к.п.д. цикла равен отношению площадей 1234 и а123b. Если мощность турбины уменьшена прикрытием ее регулирующих клапанов без изменения начального давления пара, то процесс подвода теплоты к 1 кг рабочего тела по-прежнему характеризуется ломаной линией 123, а количество подведенной теплоты — площадью а123b. Линия 33' изображает процесс дросселирования пара в регулирующих клапанах до давления pI, соответствующего температуре ΤI. к.п.д., какой имел бы цикл, где до состояния 3' производился бы подвод теплоты в ППУ при давлении pI, которому соответствует температура насыщения ΤI, а турбина работала бы без дросселирования в регулирующих клапанах.
Рис. 4-9. Зависимость составляющих приращения тепловой экономичности ВПТУ от режима работы при переходе к скользящему давлению: 1 — турбоустановка К-220-44; 2 — турбоустановка К500-60/1500
При работе блока со скользящим давлением пара уменьшенной нагрузке соответствует цикл 12"3"4". Так как средняя температура подвода теплоты в этом цикле выше, чем в рассмотренном выше эквивалентном цикле 12"3'4', термический к.п.д. цикла (кривая 2 на рис. 4-7) оказывается при скользящем давлении выше, чем в режиме с таким же расходом пара при постоянном давлении, но ниже, чем на номинальном режиме. Однако для ВПТУ область режимов, где скользящее давление имеет преимущества перед постоянным, имеет естественную границу, определяемую точкой Агр (см. рис. 4-6,а). При понижении начального давления до значения ргр процессы расширения АгрВгр при постоянном и скользящем давлении совпадают; одинаковыми при этом расходе Gгр оказываются и значения термического к.п.д. цикла ηt (см. рис. 4-7). Дальнейшее уменьшение расхода пара связано с тем, что при дросселировании до давления рI (точка А' на рис. 4-6, а) пар становится перегретым, а при скользящем давлении он остается насыщенным (точка AI'). В этой области режимов, которой соответствуют изоэнтропийные процессы расширения А'В' и А'1В1', более экономична работа при постоянном давлении. Поэтому в дальнейшем анализ режимов скользящего давления мы будем ограничивать диапазоном начального давления р0 от номинального до ргр. Этот диапазон расширяется с ростом номинального начального давления пара рном. В этом диапазоне значения δηt положительны (рис. 4-9).
При постоянном давлении влажность пара перед первой ступенью из-за дросселирования в регулирующих клапанах при частичных нагрузках в диапазоне ЛИгр (см. рис. 4-6, а) оказывается большей, чем при номинальном режиме; для большинства же ступеней она снижается по сравнению с номинальным режимом (рис. 4-10). При скользящем давлении влажность пара по всей проточной части в рассматриваемом гипотетическом режиме меньше, чем при постоянном. Вследствие этого изменение внутреннего относительного к.п.д. турбины δη0i при переходе к скользящему давлению также положительно (рис. 4-9). Коэффициент регенерации kpx при переходе к скользящему давлению снижается; при этом δkрх<0. Причина этого состоит в увеличении общего подвода теплоты к 1 кг рабочего тела в цикле из-за повышения начальной энтальпии пара i0, что уменьшает относительную долю подогрева qp, производимого в системе РППВ (степень регенерации). Однако даже при отрицательном значении δkpx алгебраическая сумма трех первых слагаемых в правой части формулы (4-17) оказывается положительной.
Для оценки слагаемого δk0 в правой части формулы (4-17) рассмотрим режим ВПТУ с открытым клапаном 15 и закрытыми клапанами 13, 14 (см. рис. 4-2,б). На номинальном режиме изоэнтропийный процесс расширения в ЧВД соответствует линии А0В0 на рис. 4-6, б. Состояние пара после сепаратора в предположении идеальной сепарации характеризуется точкой Со, а процесс расширения в ЧНД — линией С0D0. Процессы изоэнтропийного расширения в ЧВД турбины при пониженной нагрузке изображаются линиями АВ и Α1Β1 соответственно для постоянного и скользящего давления. В обоих случаях за ЧВД устанавливается одно и то же разделительное давление РСПП и состояние пара за сепаратором, определяемое точкой С. Процесс изоэнтропийного расширения в ЧНД турбины изображен линией CD.
На Ts-диаграмме (см. рис. 4-8) процессы расширения в ЧВД представлены отрезками 3'5' и 3"5" до изотермы Тс, соответствующей разделительному давлению пара в сепараторе РСПП. После сепарации состояние пара как при постоянном, так и при скользящем давлении одинаково и соответствует одной и той же точке 6. Процесс изоэнтропийного расширения в проточной части ЧНД турбины изображен линией 67. При пользовании тепловыми диаграммами для рассматриваемых режимов следует иметь в виду, что все они построены в предположении одного и того же количества рабочего тела во всех точках цикла. Поэтому их использование вполне корректно при определении параметров рабочего тела, соответствующих различным точкам цикла. При определении же количеств подведенной и отведенной теплоты следует учитывать, что подвод теплоты в ППУ выполнен для расхода рабочего тела G, а расход пара в ЧНД и конденсаторе равен G—Gc. Поэтому соответствующие площади на Ts-диаграмме и длины линий на is-диаграмме должны умножаться на поправочные коэффициенты, учитывающие изменение расхода рабочего тела в результате внешней сепарации.
Рис. 4-10. Изменение влажности пара по ступеням турбины К-500-65/3000 при постоянном (1) и скользящем (2) начальном давлении пара
--------------------- влажность за последней
ступенью ЧНД;
— влажность перед первой ступенью ЧВД;
-.-.-.-.-.средняя влажность в первой ступени ЧВД.
Рис. 4-11. Составляющие δkc, δk1 и δk-спп для ВПТУ К-500-65/3000
Влажность пара у, выходящего из ЧВД, при скользящем давлении меньше, чем при постоянном. Вследствие этого в сепараторе при скользящем давлении за единицу времени отделяется меньшая масса рабочего тела Gc, а через ЧНД проходит за то же время большая масса G*=G—Gc. Так как термический к.п.д. цикла ηс при рассматриваемых условиях работы ВПТУ в соответствии с формулой (4-7) зависит от относительного расхода отсепарированной влаги βc=Cc/G, то при скользящем давлении открытие регулирующего клапана 15 (см. рис. 4-2, б) дало бы большее приращение термического к.п.д. цикла δ'ηt, чем при постоянном. Вследствие этого больше нуля первая разность в правой части формулы (4-18). Открытие клапана 15 как при постоянном, так и при скользящем давлении уменьшает влажность пара в ЧНД. Условия же работы ЧВД при этом не меняются. В обоих случаях внутренний относительный к.п.д. турбины повышается, но вследствие разных расходов пара ЧНД он получает большее приращение δ'η при скользящем давлении, чем при постоянном, так что положительной оказывается вторая разность в правой части формулы (4-18). Последнее слагаемое в той же формуле отрицательно, так как в систему РППВ при скользящем давлении сбрасывается меньшее количество отсепарированной влаги, вследствие чего вносимая ею в систему РППВ теплота высвобождает меньшее количество отбираемого пара и в меньшей мере сокращает недовыработку электроэнергии паром регенеративных отборов.
Этот эффект несколько сокращает выигрыш, достигаемый от применения скользящего давления для турбин с внешней сепарацией, но в целом составляющая δkc положительна и, как показывают исследования, является одной из главных составляющих общего выигрыша от применения скользящего давления (рис. 4-11). С повышением разделительного давления при котором производится сепарация, выигрыш от скользящего давления увеличивается, во-первых, из-за возрастающей разницы во влажности пара, выходящего из ЧВД при постоянном и скользящем давлении, а во-вторых, из-за того, что увеличенный при скользящем давлении расход пара совершает в ЧНД работу при большем располагаемом перепаде энтальпии.
При многоступенчатой сепарации выигрыш от перехода к скользящему давлению определяется только первым сепаратором. Вторая и последующие ступени сами по себе не создают ни дополнительных потерь, ни дополнительного выигрыша, связанных со скользящим давлением. Однако общий выигрыш от скользящего давления для турбин с многоступенчатой сепарацией оказывается большим. Это связано с выбором более высокого давления в первом сепараторе, а также с увеличением располагаемого перепада энтальпии ЧСД и ЧНД турбины. На основании изложенного можно заключить, что применение скользящего давления для влажнопаровых турбин, имеющих внешнюю сепарацию пара без паро-парового промперегрева, приводит к повышению их экономичности, если номинальное давление пара превышает 3 МПа.
Следует иметь в виду, что разработка новых высокоэффективных систем внутренней сепарации (внутриканальная сепарация, ступени-сепараторы и пр.), создание эрозионностойких ступеней, а также интенсивно ведущиеся сейчас исследования испарения влаги, оставшейся после внутренней сепарации, под действием пара более высокого потенциала открывает возможности полного отказа в будущем от паро-парового промперегрева. Для таких турбоустановок скользящее давление окажется весьма эффективным.
Для оценки величины δk1, характеризующей роль первой ступени промперегрева, мысленно откроем при частичной нагрузке турбины клапан 14 на рис. 4-2,б, оставив закрытым клапан 13. При этом за счет дополнительного расхода пара GI, проходящего через первые ступени, возрастет мощность ЧВД. При скользящем давлении расход GI отличается от того же расхода при постоянном давлении. Это обусловлено, с одной стороны, уменьшением количества отсепарированной влаги при скользящем давлении и необходимостью перегрева возникшего за этот счет дополнительного количества пара ΔGc. С другой стороны, при скользящем давлении повышается энтальпия пара при давлении рI в камере отбора к первой ступени промперегрева (точки М и МI на рис. 4-6,б). Этот фактор уменьшает отбор пара GI. Перевешивает второй из отмеченных факторов, в результате чего расход GI при скользящем давлении меньше, чем при постоянном. Состояние основного потока пара за первой ступенью промперегрева при постоянном и скользящем давлении одинаково (точки Е на рис. 4-6,б и 6' на рис. 4-8). Совпадают также изоэнтропийные процессы расширения в ЧНД (кривые EF на рис. 4-6,б и 6'7' на рис. 4-8). Как следует из формулы (4-5), уменьшение доли отбираемого пара βI увеличивает термический к.п.д. цикла. Следовательно, больше нуля будет первая разность в правой части формулы (4-19). Отмеченный эффект ослабляется изменением коэффициента регенерации. Это связано с тем, что в систему РППВ при скользящем давлении вносится конденсатом греющего пара из первой ступени промперегрева меньшее количество теплоты, из-за чего увеличивается недовыработка электроэнергии Νρ паром регенеративных отборов. Значения внутреннего относительного к.п.д. ηoiI при постоянном и скользящем давлении различаются мало. Суммарное значение δkI, как показывают выполненные расчеты (рис. 4-11), для достаточно широкого диапазона режимов (выше ргр) положительно.
Для оценки последнего из слагаемых δkII в правой части уравнения (4-17), характеризующего роль второй ступени промперегрева, мысленно откроем клапан 13 (рис. 4-2,б). Параметры пара при выходе из СПП при этом будут различны для работы ВПТУ на постоянном и скользящем давлении. Согласно экспериментальным данным, полученным при испытаниях турбоустановки К-500-65/3000 [49], при снижении нагрузки температура пара после СПП при постоянном давлении возрастает. Это объясняется уменьшением гидравлического сопротивления паропровода, подводящего пар к СПП. При скользящем же давлении температура промперегрева пара с уменьшением мощности снижается из-за понижения температуры греющего пара. Состояние пара после СПП при постоянном и скользящем давлении характеризуется точками К и К' на рис. 4-6,б, а также 8 и 8' на рис. 4-8, а процессы изоэнтропийного расширения в ЧНД — линиями KL, K'L' на рис. 4-6,6 и 89 и 8'9' на рис. 4-8. Из-за снижения температуры промперегрева влажность пара в ЧНД при скользящем давлении оказывается хотя и меньшей; чем на номинальном режиме, но большей, чем в режиме с таким же расходом пара при постоянном давлении. Из-за соответствующих этому больших потерь энергии в ЧНД разность
δ'ηoiСД-δηoiПД в правой части формулы (4-20) отрицательна. Понижение температуры промперегрева при скользящем давлении определяет также меньший, чем при постоянном, расход ССПП свежего пара второй ступенью СПП. Вследствие этого в систему РППВ вносится меньшее количество теплоты, что делает отрицательной разность δ'kрСД—δ'kрПД
в правой части формулы (4-20). Противоречивое влияние различных величин в правой части формулы (4-20) предопределяет опасность получения для разных конкретных турбоустановок неодинаковых даже по знаку значений δkII, вследствие чего необходимы детальные тепловые расчеты. Причина отмеченного — в выявленном выше неоднозначном влиянии промперегрева свежим паром на тепловую экономичность турбоустановки. Для турбоустановки К-500-65/3000 согласно расчетам В. В. Слесаренко в ЛПИ итоговое значение δkСПП=δkc+δkI+δkcII в широком диапазоне нагрузок оказалось положительным (рис. 4-11). На основании изложенного можно сделать вывод, что применение скользящего давления должно в достаточно широком диапазоне нагрузок дать термодинамический выигрыш в тепловой экономичности ВПТУ.
Скользящее давление для влажнопаровых турбин, так же как и для турбин перегретого пара, позволяет снизить затраты мощности на привод питательных насосов. Для блоков, имеющих электропривод питательных насосов, основной путь частичного использования этого эффекта — поочередное отключение насосов, производимое аналогично ТЭС неблочного типа (см. § 3-4). Полезным может оказаться регулирование скорости одного из насосов гидромуфтами, тиристорными преобразователями и др. Более полно выигрыш в собственных нуждах может быть использован в схемах с турбоприводом питательных насосов, которые применяются для мощных влажнопаровых энергоблоков. Режимы работы питательного насоса, приводной турбины и общая характеристика получаемого при этом выигрыша принципиально не отличаются от рассмотренных выше (см. § 3-2), а доля составляющей выигрыша за счет питательных насосов для ВПТУ оказывается значительно большей, чем для турбоустановок перегретого пара.
Приведенные на рис. 4-12 результаты выполненных на ЭВМ расчетов тепловых балансов ВПТУ подтверждают результаты выполненного выше теоретического анализа о том, что тепловая экономичность турбоустановок повышается при переходе к скользящему давлению. Как следует из приведенных результатов, выигрыш δq в удельном расходе теплоты при частичных нагрузках от применения скользящего давления достигает 0,65%. Для турбоустановки К-220-44; 1,8% для К-500-60/1500; 1—1,2% для К-500-65/3000; 0,5—2% для К-1000-60/3000. Для сопоставления на том же графике приведено изменение удельного расхода теплоты для турбоустановки К-1200-65/450/3000 с паро-паровым промперегревом. Для этой ПТУ скользящее давление также позволяет повысить тепловую экономичность.
Полученные результаты были проверены экспериментально при выполненных ЛПИ совместно с электростанциями натурных испытаниях турбоустановок К-220-44, К-500-65/3000 и К-500-60/1500 [44, 49]. С целью уменьшения погрешности испытания проводились обоснованным в ЛПИ методом парных опытов. Турбоустановка выводилась к заданному стационарному режиму при постоянном давлении. Записывались определяющие режим параметры работы.
Рис. 4-12. Изменение удельного расхода теплоты δq различными ВПТУ при переходе к скользящему давлению: а — расчетные данные; б — экспериментальные данные:
1 — К-1000-60/3000; 2 - К-500-60/1500; 3 - К-500-65/3000;
4 - К-1200-65/3000-450; 5 -К-220-44; сплошные линии — δqнетто; штриховые — δqбрутто ; штрих-пунктирные — δqнетто при сочетании скользящего давления с отключением второй ступени СПП
Затем при постоянном подводе теплоты, поддерживавшемся регулятором тепловой или нейтронной мощности реактора, открытием регулирующих клапанов производился перевод турбоустановки на скользящее давление. Проводился контроль, чтобы при сравниваемых режимах не было никаких различий в работе тепловых схем. После наступления стационарного режима записывались характеризующие режим параметры. Так как количество подведенной к турбоустановке теплоты Q на сравниваемых режимах было одинаковым, по отклонению электрической мощности AN можно было судить об изменении удельного расхода теплоты δq= ∆Ν/ΝПД. Опыты повторялись по нескольку раз. Как следует из приведенных на рис. 4-12,б результатов испытаний, во всех опытах перевод ВПТУ на скользящее давление давал повышение мощности. Выигрыш в тепловой экономичности достигал для турбоустановки К-220-44 0,5—0,6 %, для К-500-60/1500 — 0,21 % при суммарной мощности обеих турбин блока ВВЭР-1000, равной 856,7 МВт, и для К-500-65/3000—1,4%, а в сочетании с отключением второй ступени СПП — 3,5 %.
Особенности работы оборудования энергоблока при скользящем давлении. Характерные особенности переменных режимов турбин рассматриваемого класса при скользящем давлении связаны с работой их на влажном паре. При изменении режима работы ВПТ как при постоянном, так и при скользящем давлении изменяется температура поступающего в турбину пара, а следовательно, и температурное состояние цилиндра высокого давления. Поэтому скользящее давление для ВПТ не дает того важного преимущества в маневренности, какое для турбин перегретого пара связано с сохранением при всех режимах неизменного температурного состояния ЦВД (см. § 3-2).
Вместе с тем, как отмечено выше, при скользящем давлении в ВПТ при всех режимах поступает сухой насыщенный пар, а при постоянном вследствие дросселирования в регулирующих клапанах на частичных нагрузках пар уже перед соплами первой ступени имеет определенную влажность. При эквивалентных режимах переход к скользящему давлению уменьшает влажность по всей проточной части ЦВД. Помимо термодинамического выигрыша это связано также с благоприятным влиянием работы при скользящем давлении на эрозионную надежность регулирующих клапанов, паровпускной части ЦВД и всего цилиндра.
