ПАРОТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ
ОРГАНИЗАЦИЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ И ТЕХНИЧЕСКОГО
ОБСЛУЖИВАНИЯ
НОРМЫ И ТРЕБОВАНИЯ

Дата введения - 2010-01-29

Москва

2009

Предисловие

Настоящий стандарт устанавливает нормы и требования при организации эксплуатации и технического обслуживания паротурбинных установок тепловых электростанций.

Стандарт разработан в соответствии с требованиями:

- Федерального закона «О техническом регулировании» от 27.12.2002 г. № 184-ФЗ;

- Федерального закона «О промышленной безопасности опасных производственных объектов» от 21.07.1997 г. № 116-ФЗ;

- ГОСТ Р 1.4-2004 Стандарты организации. Общие положения.

Построение, изложение, оформление и содержание настоящего стандарта выполнены с учетом требований ГОСТ Р 1.5-2004 Стандарты национальные Российской Федерации.

Сведения о стандарте

1. РАЗРАБОТАН Филиалом ОАО «Инженерный центр ЕЭС» - «Фирма ОРГРЭС»

2. ВНЕСЕН Комиссией по техническому регулированию НП «ИНВЭЛ»

3. УТВЕРЖДЕН И ВВЕДЕН В ДЕЙСТВИЕ Приказ НП «ИНВЭЛ» от 31.12.2009 № 101/1

4. ВВЕДЕН ВПЕРВЫЕ

СОДЕРЖАНИЕ

 

Дата введения 2010-01-29

1 Область применения

Настоящий стандарт:

- распространяется на установки турбинные паровые стационарные мощностью от 6 до 1200 МВт, с номинальной частотой вращения ротора 50 с^-1, предназначенные для привода турбогенераторов тепловых электростанций отрасли, работающие на органическом топливе. Стандарт определяет основные требования для разработки местной эксплуатационной документации по паротурбинным установкам ТЭС;

- предназначен для применения организациями (обществами, компаниями), осуществляющими проектирование, строительство, монтаж, наладку, эксплуатацию, техническое обслуживание и ремонт установок турбинных паровых стационарных мощностью от 6 до 1200 МВт, с номинальной частотой вращения роторов 50 с^-1, предназначенных для привода турбогенераторов тепловых электростанций, работающих на органическом топливе;

2 Нормативные ссылки

В настоящем стандарте использованы ссылки на следующие нормативные документы и стандарты:

Федеральный закон от 27.12.2002 РФ №184-ФЗ «О техническом регулировании»

Постановление Правительства от 26.07.2007 РФ № 484 «О выводе объектов электроэнергетики в ремонт и из эксплуатации»

ГОСТ 12820-80 Фланцы стальные плоские приварные на Р_у от 0,1 до 2,5 МПа (от 1 до 25 кгс/см кв). Конструкция и размеры

ГОСТ 12821-80 Фланцы стальные приварные встык на Р_у от 0,1 до 20 МПа (от 1 до 200 кгс/см кв). Конструкция и размеры

ГОСТ 18322-78 Система технического обслуживания и ремонта техники. Термины и определения

ГОСТ 23269-78 Турбины стационарные паровые. Термины и определения

ГОСТ 24278-89 Установки турбинные паровые стационарные для привода электрических генераторов ТЭС. Общие Технические требования

ГОСТ Термины и определения

ГОСТ 27164-86 Аппаратура специального назначения для эксплуатационного контроля вибрации подшипников крупных стационарных агрегатов. Технические требования

ГОСТ 28969-91 Турбины паровые стационарные малой мощности. Общие технические условия

ГОСТ 3618-82 Турбины паровые стационарные для привода турбогенераторов. Типы и основные параметры

ГОСТ 481-80 Паронит и прокладки из него. Технические условия

ГОСТ 6613-86 Сетки проволочные тканые с квадратными ячейками. Технические условия

ГОСТ 8734-75 Трубы стальные бесшовные холодно деформированные. Сортамент

ГОСТ 8732-78 Трубы стальные бесшовные горячедеформированные. Сортамент

ГОСТ 9567-75 Трубы стальные прецизионные. Сортамент

СТО утвержден Приказом ОАО РАО «ЕЭС России» от 31.08.2007 № 535 «Оперативно-диспетчерское управление в электроэнергетике. Регулирование частоты и перетоков активной мощности в ЕЭС и изолированно работающих энергосистемах России. Требования к организации и осуществлению процесса, техническим средствам»

СТО 70238424.27.100.029-2009 Трубопроводы и арматура ТЭС. Организация эксплуатации и технического обслуживания. Нормы и требования.

СТО 70238424.27.100.018-2009 Тепловые электростанции. Организация эксплуатации и технического обслуживания. Нормы и требования

СТО 70238424.27.100.026-2009 Блочные установки. Организация эксплуатации и техническое обслуживание. Нормы и требования

СТО 70238424.27.100.027-2009 Водоподготовительные установки и водно-химический режим ТЭС. Организация эксплуатации и техническое обслуживание. Нормы и требования

СТО 70238424.27.100.011-2008 Тепловые и гидравлические станции. Методики оценки качества ремонта энергетического оборудования

СТО 70238424.27.100.012-2008 Тепловые электрические станции. Методики оценки качества ремонта энергетического оборудования.

СТО 70238424.27.100.053-2009 Энергетические масла и маслохозяйства электрических станций и сетей. Организация эксплуатации и технического обслуживания. Нормы и требования.

Примечание - При пользовании настоящим стандартом целесообразно проверить действие ссылочных стандартов и классификаторов в информационной системе общего пользования - на официальном сайте национального органа Российской Федерации по стандартизации в сети Интернет или по ежегодно издаваемому информационному указателю "Национальные стандарты", который опубликован по состоянию на 1 января текущего года, и по соответствующим ежемесячно издаваемым информационным указателям, опубликованным в текущем году. Если ссылочный документ заменен (изменен), то при пользовании настоящим стандартом следует руководствоваться замененным (измененным) документом. Если ссылочный документ отменен без замены, то положение, в котором дана ссылка на него, применяется в части, не затрагивающей эту ссылку.

3 Термины и определения

В настоящем стандарте применены термины в соответствии ГОСТ 18322, ГОСТ 23269 и СТО 70238424.27.010.001-2008, а также следующие термины с соответствующими определениями:

3.1 номинальная мощность турбины: Наибольшая мощность, которую турбина должна длительно развивать на клеммах турбогенератора при номинальных значениях основных параметров.

3.2 номинальная нагрузка турбины: Нагрузка турбины, равная номинальной мощности.

3.3 номинальное значение параметра: Значение параметра, определяемое его функциональным назначением и служащее началом отсчета отклонений.

3.4 регулировочный диапазон нагрузки: Интервал нагрузок, внутри которого мощность может изменяться автоматически без изменения состава вспомогательного оборудования и горелочных устройств.

3.5 энергоблок: Составная часть тепловой электростанции на давление свежего пара 13,3 и 23,6 МПа, представляющая собой комплекс оборудования, объединенного в единую технологическую систему для превращения химической энергии топлива в электрическую.

3.6 энергокомпания: Генерирующая компания сформированная на базе электростанций в соответствии с Основными направлениями реформирования электроэнергетики Российской Федерации.

4 Обозначения и сокращения

АВР - автоматическое включение резерва;

АСУТП - автоматизированная система управления технологическим процессом;

ГРЭС - государственная районная электростанция;

КПД - коэффициент полезного действия:

КИП - контрольно-измерительные приборы;

КРУ - клапан регулятора уровня;

МНУ - маслонасос уплотнений генератора;

НД - нормативная документация;

ПВД - подогреватели высокого давления;

ПНД - подогреватели низкого давления;

ТУ - технические условия на поставку;

ТЭС - тепловая электрическая станция;

ТЭЦ - теплоэлектроцентраль;

ЦВД - цилиндр высокого давления;

ЦСД - цилиндр среднего давления;

ЦНД - цилиндр низкого давления;

ЭГП - электрогидравлический преобразователь.

5 Требования, обеспечивающие безопасность эксплуатации паротурбинных установок

5.1 Общие требования, обеспечивающие безопасность эксплуатации паротурбинных установок

5.1.1 При эксплуатации и техническом обслуживании паротурбинных установок должны быть выполнены требования обеспечивающие безопасность эксплуатации, согласно СТО 70238424.27.100.018-2009.

5.1.2 При эксплуатации и техническом обслуживании паротурбинных установок должны быть выполнены требования пожарной безопасности в соответствии с ГОСТ 12.1.004.

5.2 Специальные требования, обеспечивающие безопасность эксплуатации паротурбинных установок

5.2.1 Автомат безопасности должен срабатывать при повышении частоты вращения ротора турбины от 10 до 12 % сверх номинальной или до значения, указанного заводом-изготовителем.

При срабатывании автомата безопасности должны закрываться:

- стопорные, регулирующие (стопорно-регулирующие) клапаны свежего пара и пара промперегрева;

- стопорные (отсечные), регулирующие и обратные клапаны, а также регулирующие диафрагмы и заслонки отборов пара;

- отсечные клапаны на паропроводах связи со сторонними источниками пара.

5.2.2 Для предотвращения возникновения пожаров из-за воспламенения масла необходимо выполнять требования в соответствии с приложением Б.

5.2.3 На паротурбинных агрегатах мощностью 250 МВт и выше должна быть введена в работу система предотвращения развития загорания масла, требования к которой приведены приложением В.

5.2.4 У турбин, оснащенных системами предотвращения развития горения масла на турбоагрегате, электрическая схема системы должна проверяться перед пуском турбины из холодного состояния.

5.2.5 Все горячие части оборудования, трубопроводы, баки и другие элементы, прикосновение к которым может вызвать ожоги, должны иметь тепловую изоляцию. Температура на поверхности изоляции при температуре окружающего воздуха 25 °С должна быть не выше 45 °С.

5.2.6 Все горячие участки поверхностей оборудования и трубопроводов, находящиеся в зоне возможного попадания на них легковоспламеняющихся, горючих, взрывоопасных или вредных веществ, должны быть покрыты металлической обшивкой для предохранения тепловой изоляции от пропитывания этими веществами.

6 Требования к процессам организации эксплуатации и технического обслуживания

6.1 Общие требования

6.1.1 При эксплуатации паротурбинных установок должны быть обеспечены:

- надежность работы основного и вспомогательного оборудования;

- готовность принятия номинальных электрической и тепловой нагрузок и их изменения до технического минимума;

- нормативные показатели экономичности основного и вспомогательного оборудования.

6.1.2 Резервные насосные агрегаты, находящиеся в автоматическом резерве, должны быть исправными и в постоянной готовности к пуску - с открытыми задвижками на входном и выходном трубопроводах.

Проверка включения и плановый переход с работающего насоса на резервный должны проводиться по графику, но не реже одного раза в месяц.

6.1.3 Перед пуском турбины после среднего или капитального ремонта должна быть проверена исправность и готовность к включению основного и вспомогательного оборудования, КИП, средств дистанционного и автоматического управления, устройств технологической защиты, блокировок, средств информации и оперативной связи. Выявленные при этом неисправности должны быть устранены.

Перед пуском турбины из холодного состояния (после нахождения ее в резерве более трех суток) должна быть проверена исправность и готовность к включению оборудования и КИП, а также работоспособность средств дистанционного и автоматического управления, устройств технологической защиты, блокировок, средств информации и оперативной связи. Должно быть проверено прохождение команд технологических защит на все исполнительные устройства. Должны быть проверены исправность и готовность к включению тех средств и оборудования, на которых за время простоя проводились ремонтные работы. Выявленные при этом неисправности должны быть устранены до пуска.

При пусках агрегата из других тепловых состояний средства защиты и блокировки должны проверяться в соответствии с местными инструкциями.

Руководить пуском турбины должен руководитель цеха или его заместитель, а после капитального или среднего ремонта - пуск турбины должен выполняться под контролем технического руководителя электростанции и с его письменного разрешения.

6.1.4 Для контроля состояния проточной части турбины и заноса ее солями не реже одного раза в месяц должны проверяться значения давлений пара в контрольных ступенях турбины при близких к номинальным расходах пара через контролируемые отсеки.

Повышение давления в контрольных ступенях по сравнению с номинальным при данном расходе пара должно быть не более 10 % . При этом давление не должно превышать предельных значений, установленных заводом-изготовителем.

При достижении в контрольных ступенях предельных значений давления из-за солевого заноса должна быть проведена промывка или очистка проточной части турбины. Способ промывки или очистки должен быть выбран исходя из состава и характера отложений и местных условий.

6.1.5 Для каждой турбины должна быть определена длительность выбега ротора при останове с нормальным давлением отработавшего пара и при останове со срывом вакуума. При изменении этой длительности должны быть выявлены и устранены причины отклонения. Длительность выбега должна быть проконтролирована при всех остановах турбоагрегата.

6.1.6 Эксплуатация турбин со схемами и в режимах, не предусмотренных техническими условиями на поставку, допускается с разрешения завода-изготовителя и руководства энергокомпании.

6.1.7 Проведение реконструкции и модернизации турбинного оборудования на электростанциях должно быть согласовано с заводом-изготовителем.

6.1.8 При проведении реконструкции и модернизации турбинного оборудования на электростанциях должны быть предусмотрены максимальная степень автоматизации управления и высокие показатели ремонтопригодности.

6.2 Требования к параметрам паровых турбин

6.2.1 Длительная работа турбин, мощностью до 50 МВт допускается при отклонениях параметров свежего пара от их номинальных значений в пределах, указанных в технических условиях (ТУ) или в инструкциях по эксплуатации конкретных типоразмеров турбин.

6.2.2 При длительной работе турбины, мощностью свыше 50 МВт отклонения параметров свежего пара и температуры промежуточного перегрева пара от номинальных значений должны находиться в пределах, указанных в таблице 1 (в соответствии с ГОСТ 24278).

Таблица 1

6.2.3 Качество пара для турбин должно соответствовать нормам СТО 70238424.27.100.027-2009.

6.2.4 Температура охлаждающей воды при длительной работе турбин не должна превышать 33 °С (в соответствии с ГОСТ 24278 и ГОСТ 28969).

Превышение температуры охлаждающей воды свыше 33 °С для отдельных потребителей должно быть указано в ТУ на турбины конкретных типов.

6.3 Требования к маневренности паровых турбин

6.3.1 В соответствии с ГОСТ 24278 и ГОСТ 28969 турбины должны обеспечивать длительную работу в диапазоне мощности от 30 до 100 % номинальной для регулирования графиков электрической нагрузки. Скорость изменения мощности в регулировочном диапазоне должна соответствовать указанной в ТУ на турбины конкретных типоразмеров и инструкции по эксплуатации.

6.3.2 В соответствии с ГОСТ 24278 в регулировочном диапазоне конденсационные турбины мощностью свыше 50 МВт должны допускать изменение установившейся мощности на 7 % номинальной со скоростью 2 % номинальной мощности в секунду при любом виде воздействия с целью обеспечения автоматического регулирования частоты и перетоков по линиям электропередач.

6.3.3 В соответствии с ГОСТ 24278 и ГОСТ 28969 турбины должны обеспечивать длительную работу в регулировочном диапазоне при отклонениях частоты вращения ротора от 98 до 101 % от номинальной.

В аварийных условиях допускается работа турбины при следующих значениях частоты энергосистемы:

- от 50,5 до 51,0 Гц - один раз продолжительностью не более 3 мин. и не более 500 мин. за весь срок эксплуатации;

- от 49,0 до 48,0 Гц - один раз продолжительностью не более 5 мин. и не более 750 мин. за весь срок эксплуатации;

- от 48,0 до 47,0 Гц - один раз продолжительностью не более 1 мин. и не более 180 мин. за весь срок эксплуатации;

- от 47,0 до 46,0 Гц - один раз продолжительностью не более 10 с и не более 30 мин. за весь срок эксплуатации.

6.3.4 Маневренности паровых турбин энергоблоков должны соответствовать требованиям СТО 70238424.27.100.026-2009.

6.4 Требования к системе регулирования паровых турбин

6.4.1 Система автоматического регулирования турбины должна удовлетворять следующим требованиям:

- устойчиво выдерживать заданные электрическую и тепловую нагрузки и обеспечивать возможность их плавного изменения;

- устойчиво поддерживать частоту вращения ротора турбины на холостом ходу и плавно ее изменять (в пределах рабочего диапазона механизма управления турбиной) при номинальных и пусковых параметрах пара;

- удерживать частоту вращения ротора турбины ниже уровня настройки срабатывания автомата безопасности при мгновенном сбросе до нуля электрической нагрузки (в том числе при отключении генератора от сети), соответствующей максимальному расходу пара при номинальных его параметрах и максимальных пропусках пара в часть низкого давления турбины.

6.4.2 Параметры работы системы регулирования паровых турбин должны удовлетворять ГОСТ 24278 и техническим условиям на поставку турбин.

Для всего парка эксплуатируемых турбин, выпущенных ранее 01.01.91 г., а также турбин иностранных фирм значения этих параметров должны соответствовать значениям, указанным ниже:

Примечания:

1) Для турбин типа Р степень неравномерности допускается от 4,5 до 6,5 %

2) Для турбин выпуска до 1950 г. степень нечувствительности допускается до 0,5 %

Специальные требования по общему и нормированному первичному регулированию частоты регламентируются СТО утвержденным Приказом ОАО РАО «ЕЭС России» № 535 от 31.08.2007.

Степень неравномерности регулирования давления пара в регулируемых отборах и противодавления должна удовлетворять требованиям потребителя, согласованным с заводом-изготовителем турбин, и не допускать срабатывания предохранительных клапанов (устройств).

6.4.3 При выявлении отклонений фактических характеристик регулирования и защиты от нормативных значений, увеличении времени закрытия клапанов сверх указанного заводом-изготовителем или в местной инструкции или ухудшения их плотности должны быть определены и устранены причины этих отклонений.

6.4.4 Эксплуатация турбин с введенным в работу ограничителем мощности допускается как временное мероприятие только по условиям механического состояния турбоустановки с разрешения технического руководителя электростанции и уведомления диспетчера субъекта оперативно-диспетчерского управления. При этом нагрузка турбины должна быть ниже назначенного значения параметра срабатывания ограничителя не менее чем на 5 %.

6.5 Требования к парораспределению паровых турбин

6.5.1 Стопорные и регулирующие клапаны свежего пара и пара после промперегрева должны быть плотными.

Плотность стопорных и регулирующих клапанов свежего пара, а также пара промперегрева должна проверяться раздельным испытанием каждой группы.

6.5.2 Стопорные и регулирующие клапаны свежего пара и пара промперегрева, стопорные (отсечные) и регулирующие клапаны (диафрагмы) отборов пара, отсечные клапаны на паропроводах связи со сторонними источниками пара должны расхаживаться: на полный ход - перед пуском турбины и в случаях, предусмотренных местной инструкцией или инструкцией завода-изготовителя; на часть хода - ежесуточно во время работы турбины.

При расхаживании клапанов на полный ход должны быть проконтролированы плавность их хода и посадка.

6.5.3 Посадка обратных клапанов всех отборов должна быть проверена перед каждым пуском и при останове турбины, а при нормальной работе периодически по графику, определяемому техническим руководителем электростанции, но не реже одного раза в четыре месяца.

При неисправности обратного клапана работа турбины с соответствующим отбором пара не допускается.

6.6 Требования к маслоснабжению

6.6.1 При эксплуатации систем маслоснабжения турбоустановки должны быть обеспечены:

- надежность работы агрегатов на всех режимах;

- пожаробезопасность;

- поддержание соответствующего качества масла;

- температурный режим;

- предотвращение протечек масла и попадания его в охлаждающую систему и окружающую среду.

6.6.2 Резервные и аварийные масляные насосы и устройства их автоматического включения должны проверяться в работе два раза в месяц при работе турбоагрегата, а также перед каждым его пуском и остановом.

Для турбин, у которых рабочий маслонасос системы смазки имеет индивидуальный электропривод, проверка автоматического включения резерва (АВР) перед остановом не проводится.

6.6.3 Запорная арматура, устанавливаемая на линиях системы смазки, регулирования и уплотнений генератора, ошибочное переключение которой может привести к останову или повреждению оборудования, должна быть опломбирована в рабочем положении.

6.6.4 При использовании в системах регулирования турбин огнестойких турбинных масел необходимо соблюдать требования СТО 70238424.27.100.053-2009.

6.7 Требования к надежности

6.7.1 При эксплуатации турбоагрегатов средние квадратические значения виброскорости подшипниковых опор должны быть не выше 4,5 мм∙с^-1.

При превышении нормативного значения вибрации должны быть приняты меры к ее снижению в срок не более 30 суток.

При вибрации свыше 7,1 мм∙с^-1 не допускается эксплуатировать турбоагрегаты более 7 суток, а при вибрации 11,2 мм∙с^-1 турбина должна быть отключена действием защиты или вручную.

Турбина должна быть немедленно остановлена, если при установившемся режиме происходит одновременное внезапное изменение вибрации оборотной частоты двух опор одного ротора, или смежных опор, или двух компонентов вибрации одной опоры на 1 мм/с и более от любого начального уровня.

Турбина должна быть разгружена и остановлена, если в течение от 1 до 3 суток произойдет плавное возрастание любого компонента вибрации одной из опор подшипников на 2 мм/с.

Эксплуатация турбоагрегата при низкочастотной вибрации недопустима. При появлении низкочастотной вибрации, превышающей 1 мм/с, должны быть приняты меры к ее устранению.

Временно, до оснащения необходимой аппаратурой, разрешается контроль вибрации по размаху виброперемещения. При этом длительная эксплуатация допускается при размахе колебаний до 30 мкм при частоте вращения 3000 об/мин и до 50 мкм при частоте вращения 1500 об/мин; изменение вибрации от 1 до 2 мм/с эквивалентно изменению размаха колебаний от 10 до 20 мкм при частоте вращения 3000 об/мин и от 20 до 40 мкм при частоте вращения 1500 об/мин.

Вибрацию турбоагрегатов мощностью 50 МВт и более следует измерять и регистрировать с помощью стационарной аппаратуры непрерывного контроля вибрации подшипниковых опор, соответствующей требованиям ГОСТ 27164.

До установки стационарной аппаратуры непрерывного контроля вибрации турбогенераторов мощностью менее 50 МВт допускается использовать переносные приборы, метрологические характеристики которых удовлетворяют требованиям ГОСТ 27164. Периодичность контроля должна устанавливаться местной инструкцией в зависимости от вибрационного состояния турбоагрегата, но не реже одного раза в месяц.

6.7.2 Проверку состояния лопаточных аппаратов паровых турбин во время ремонтов для обнаружения и своевременной замены поврежденных элементов целесообразно выполнять в соответствии с приложением Г.

6.7.3 Для предупреждения коррозионных повреждений дисков и лопаточного аппарата турбин с давлением свежего пара от 9 до 24 МПа необходимо соблюдать требования приложения Д.

6.7.4 Для предотвращения повреждений рабочих лопаток последних ступеней паровых турбин из-за эрозии их выходных кромок и обеспечения надежности проверки необходимо выполнять в соответствии с приложением Е.

6.7.5 Для предупреждения аварий с остаточным прогибом роторов турбин необходимо соблюдать требования приложения Ж.

6.7.6 При необходимости (по условиям прочности элементов котлов, паропроводов или арматуры) временной работы со сниженной температурой пара перед турбиной необходимо соблюдать требования приложения И.

6.7.7 В целях предотвращения аварий ПВД следует выполнять требования приложением К.

6.8 Требования к конденсационной установке

6.8.1 При эксплуатации конденсационной установки должна быть обеспечена экономичная и надежная работа турбины во всех режимах эксплуатации с соблюдением нормативных температурных напоров в конденсаторе и норм качества конденсата.

6.8.2 При эксплуатации конденсационной установки должны осуществляться:

- профилактические мероприятия по предотвращению загрязнений конденсатора (обработка охлаждающей воды химическими и физическими методами, применение шарикоочистных установок и т.п.);

- периодические чистки конденсаторов при повышении температурного напора по сравнению с нормативными значениями на 2 °С из-за загрязнений поверхностей охлаждения;

Примечание - Запрещается проведение термической очистки внутренних поверхностей охлаждающих трубок конденсаторов работающих турбин методом сушки «на ходу» (с поочередным отключением половинок конденсатора) в связи с негативным влиянием на надежность.

- контроль чистоты поверхности охлаждения и трубных досок конденсатора;

- контроль расхода охлаждающей воды (непосредственным измерением расхода или по тепловому балансу конденсаторов), оптимизация расхода охлаждающей воды в соответствии с ее температурой и паровой нагрузкой конденсатора;

- проверка плотности вакуумной системы и ее уплотнение; присосы воздуха G_в (кг/ч) в диапазоне изменения паровой нагрузки конденсатора от 40 до 100 % должны быть не выше значений, определяемых по формуле:

где N - номинальная электрическая мощность турбоустановки на конденсационном режиме, МВт;

- проверка водяной плотности конденсатора путем систематического контроля солесодержания конденсата;

- проверка содержания кислорода в конденсате после конденсатных насосов.

Методы контроля работы конденсационной установки, их периодичность определяют в местной инструкцией в зависимости от конкретных условий эксплуатации.

6.8.3 Требования по поддержанию требуемого качества конденсата в тракте от конденсатора до деаэратора приведены в приложении Л.

6.9 Требования к системе регенерации паротурбинных установок

6.9.1 При эксплуатации оборудования системы регенерации должны быть обеспечены:

- нормативные значения температуры питательной воды (конденсата) за каждым подогревателем и конечный ее подогрев;

- надежность теплообменных аппаратов.

6.9.2 Эксплуатация подогревателя высокого давления (ПВД) не допускается при:

- отсутствии или неисправности элементов его защиты;

- неисправности клапана регулятора уровня.

Эксплуатация группы ПВД, объединенных аварийным обводом, не допускается при:

- отсутствии или неисправности элементов защиты хотя бы на одном ПВД;

- неисправности клапана регулятора уровня любого ПВД;

- отключении по пару любого ПВД.

Подогреватель высокого давления или группа ПВД должны быть немедленно отключены при неисправности защиты или клапана регулятора уровня (КРУ). При неисправном состоянии каких-либо других, кроме КРУ, элементов системы автоматического регулирования уровня и невозможности быстрого устранения дефекта на работающем оборудовании подогреватель (или группа ПВД) должен быть выведен из работы в срок, определяемый техническим руководителем энергообъекта.

6.9.3 В целях своевременного выявления и устранения неплотностей в трубных системах подогревателей низкого давления (ПНД) турбин целесообразно выполнять проверку гидравлической плотности ПНД в соответствии с приложением М.

6.10 Требования, запрещающие пуск турбины

6.10.1 Пуск турбины не допускается в случаях:

- отклонения показателей теплового и механического состояний турбины от допустимых значений, регламентированных заводом-изготовителем турбины;

- неисправности хотя бы одной из защит, действующих на останов турбины;

- наличия дефектов системы регулирования и парораспределения, которые могут привести к разгону турбины;

- неисправности одного из масляных насосов смазки, регулирования, уплотнений генератора или устройств их автоматического включения (АВР);

- отклонения качества масла от норм на эксплуатационные масла или понижения температуры масла ниже пределов установленных заводом-изготовителем;

- отклонения качества свежего пара по химическому составу от норм.

6.10.2 Без включения валоповоротного устройства подача пара на уплотнения турбины, сброс горячей воды и пара в конденсатор, подача пара для прогрева турбины не допускается. Условия подачи пара в турбину, не имеющую валоповоротного устройства, определяются местной инструкцией.

Сброс в конденсатор рабочей среды из котла или паропроводов и подача пара в турбину для ее пуска должны осуществляться при давлениях пара в конденсаторе, указанных в инструкциях или других документах заводов-изготовителей турбин, но не выше 0,6 кгс/см² (60 кПа).

6.11 Условия, требующие немедленной остановки паровой турбины

Турбина должна быть немедленно остановлена (отключена) персоналом при отказе в работе защит или при их отсутствии в следующих случаях:

- повышения частоты вращения ротора свыше назначенного значения параметра срабатывания автомата безопасности;

- недопустимого осевого сдвига ротора;

- недопустимого изменения положения роторов относительно цилиндров;

- недопустимого понижения давления масла (огнестойкой жидкости) в системе смазки;

- недопустимого снижения уровня масла в масляном баке;

- недопустимого повышения температуры масла на сливе из любого подшипника, подшипников уплотнений вала генератора, любой колодки упорного подшипника турбоагрегата;

- воспламенения масла и водорода на турбоагрегате;

- недопустимого понижения перепада давлений «масло-водород» в системе уплотнений вала турбогенератора;

- недопустимого снижения уровня масла в демпферном баке системы масло-снабжения уплотнений вала турбогенератора;

- отключения всех масляных насосов системы водородного охлаждения турбогенератора (для безинжекторных схем маслоснабжения уплотнений);

- отключения турбогенератора из-за внутреннего повреждения;

- недопустимого повышения давления в конденсаторе;

- недопустимого перепада давлений на последней ступени у турбин с противодавлением;

- внезапного повышения вибрации турбоагрегата;

- появления металлических звуков и необычных шумов внутри турбины или турбогенератора;

- появления искр или дыма из подшипников и концевых уплотнений турбины или турбогенератора;

- недопустимого понижения температуры свежего пара или пара после промперегрева;

- появления гидравлических ударов в паропроводах свежего пара, промперегрева или в турбине;

- обнаружения разрыва или сквозной трещины на неотключаемых участках маслопроводов и трубопроводов пароводяного тракта, узлах парораспределения;

- прекращения протока охлаждающей воды через статор турбогенератора;

- недопустимого снижения расхода охлаждающей воды на газоохладители;

- исчезновения напряжения на устройствах дистанционного и автоматического управления или на всех контрольно-измерительных приборах;

- возникновения кругового огня на контактных кольцах ротора турбогенератора, вспомогательного генератора или коллекторе возбудителя;

- отказа программно-технического комплекса АСУТП, приводящего к невозможности управления или контроля всего оборудования турбоустановки.

Необходимость срыва вакуума при отключении турбины должна быть определена местной инструкцией по эксплуатации и соответствовать указаниям завода-изготовителя.

В местной инструкции должны быть приведены недопустимые отклонения значений контролируемых величин по турбоагрегату.

6.12 Требования, запрещающие длительную работу паровой турбины

Турбина должна быть разгружена и остановлена в период, определяемый техническим руководителем электростанции (с уведомлением диспетчера субъекта оперативно-диспетчерского управления с оформлением заявки), в следующих случаях:

- при заедании стопорных клапанов свежего пара или пара после промперегрева;

- при заедании регулирующих клапанов или обрыва их штоков; заедания поворотных диафрагм или обратных клапанов отборов;

- при возникновении неисправностей в системе регулирования;

- при нарушении нормальной работы вспомогательного оборудования, схемы и коммуникаций установки, если устранение причин нарушения невозможно без прекращения работы турбины;

- при увеличении вибрации опор свыше 7,1 мм/с;

- при выявлении неисправности технологических защит, действующих на прекращение работы оборудования;

- при обнаружении течей масла из подшипников, трубопроводов и арматуры, создающих опасность возникновения пожара;

- при обнаружении свищей на неотключаемых для ремонта участках трубопроводов пароводяного тракта;

- при отклонения качества свежего пара по химическому составу от норм;

- при обнаружении недопустимой концентрации водорода в картерах подшипников, токопроводах, маслобаке, а также превышающей норму утечки водорода из корпуса турбогенератора.

6.13 Требования по консервации паровой турбины при длительном простое

6.13.1 При выводе турбины в резерв на срок семь суток и более должны быть приняты меры к консервации оборудования турбоустановки.

Метод консервации выбирается исходя из местных условий техническим руководителем электростанции.

6.13.2 На каждой электростанции должен быть определен порядок консервации турбин с использованием наиболее эффективных и рациональных методов и средств сохранения теплоэнергетического оборудования и предотвращения стояночной коррозии при длительных простоях.

6.14 Техническое обслуживание оборудования

Техническое обслуживание находящихся в эксплуатации паротурбинных установок осуществляется в соответствии с разделом 6.7 СТО 70238424.27.100.018-2009.

6.15 Вывод в ремонт паровой турбины

6.15.1 Вывод в ремонт паровой турбины производится при наличии утвержденной заявки, с разрешения диспетчера субъекта оперативно-диспетчерского управления по программе, утвержденной техническим руководителем электростанции. Программа должна предусматривать:

- проведение эксплуатационных испытаний по специальной программе, утвержденной в установленном порядке.

Испытания должны быть проведены не ранее чем за месяц и не позднее, чем за 5 дней до вывода в ремонт.

Результаты испытаний заносятся в ведомость основных параметров технического состояния установки, форма которой приведена в приложении А.

- уборку установки снаружи (площадки обслуживания, наружные поверхности оборудования, трубопроводов и т.д. в пределах установки) от пыли и мусора, удаление с рабочих мест постороннего оборудования, материалов. Уборка должна быть выполнена не позднее двух дней до вывода из работы.

- принудительное расхолаживание турбин при останове и, в случае необходимости (по результатам предремонтных испытаний), промывку проточной части под нагрузкой.

Примечание - Глубокое расхолаживание рекомендуется выполнять воздухом. Проведение глубокого парового расхолаживания турбины запрещается.

6.15.2 При выводе установки в ремонт и из эксплуатации должны быть соблюдены требования «Правил вывода объектов электроэнергетики в ремонт и из эксплуатации».

6.15.3 После при выводе оборудования из эксплуатации для ремонта персонал электростанции:

- производит все отключения, обеспечивающие безопасные условия производства работ, согласно правилам техники безопасности.

Отключения производятся согласно программе и графику, утвержденным главным инженером электростанции. В графике указываются лица, ответственные за отключение и время исполнения.

При выполнении операций по отключению персонал электростанции обеспечивает возможность начала ремонтных работ на узлах и системах установки в сроки, предусмотренные сетевым графиком ремонта.

- выдает общий наряд-допуск (наряд-допуск) на ремонт оборудования;

- устанавливает режим работы подразделений обеспечения (компрессорных, газогенераторных и кислородных станций, складов, лабораторий и т.п.), а также грузоподъемных механизмов и транспортных средств (кранов, лифтов и др.) в соответствии с графиком ремонта.

6.16 Приемка паровой турбины из ремонта

6.16.1 Приемка установок из ремонта должна производиться по программе, согласованной с исполнителями и утвержденной техническим руководителем электростанции.

Программа приемки должна предусматривать:

- перечень приемо-сдаточных испытаний, сроки и ответственных за их проведение;

- разработку программ приемо-сдаточных испытаний установок, сроки и ответственных за их выполнение;

- сроки и ответственных за проверку отчетной ремонтной документации;

- сроки и ответственных за опробование и приемку отдельных видов оборудования;

- особые условия приемки отдельных видов оборудования из ремонта;

- другие мероприятия, связанные с проведением приемо-сдаточных испытаний.

6.16.2 Руководители работ предприятий, участвующих в ремонте, предъявляют приемочной комиссии необходимую документацию, составленную в процессе ремонта, в том числе:

- ведомость выполненных работ по ремонту;

- протоколы технических решений по выявленным, но не устраненным дефектам;

- протоколы испытаний, карты измерений;

- результаты входного контроля, сертификаты на использованные в процессе ремонта материалы и запасные части;

- протоколы опробования отдельных видов оборудования, входящего в установку;

- акты на скрытые работы;

- другие документы по согласованию электростанции и предприятия-исполнителя ремонта.

Документация предъявляется приемочной комиссии не позднее, чем за двое суток до окончания ремонта. Ее конкретный перечень должен быть утвержден техническим руководителем электростанции.

6.16.3 После ремонта проводятся приемо-сдаточные испытания установок и отдельных систем для проверки качества сборки и регулировки, а также для проверки эксплуатационных показателей на соответствие требованиям заводских инструкций и настоящего стандарта. Перечень основных показателей приведен в приложении А.

6.16.4 Приемо-сдаточные испытания установки проводятся в два этапа: первый - при пуске, второй - под нагрузкой.

Сроки проведения приемо-сдаточных испытаний должны обеспечивать своевременное включение установки под нагрузку согласно сетевому (линейному) графику ремонта.

6.16.5 Испытания проводятся по программе, утвержденной техническим руководителем электростанции и согласованной с исполнителем ремонта. В случае, если при производстве испытаний возникает необходимость проведения переключений на оборудовании, находящемся в оперативном ведении диспетчера управляющей (генерирующей) компании, программа в части их переключений должна быть согласована с соответствующими службами управляющей (генерирующей) компании.

Программа приемо-сдаточных испытаний должна содержать:

- при пуске - порядок проведения испытаний вспомогательных систем и оборудования установки, продолжительность, ответственных лиц и особые указания при необходимости;

- под нагрузкой - перечень режимов и контролируемых параметров, продолжительность испытаний, лиц, ответственных за проведение испытаний.

Программа должна соответствовать требованиям настоящего стандарта и местных инструкций по эксплуатации.

6.16.6 Пуск установки производится по распоряжению технического руководителя электростанции и выполняется эксплуатационным персоналом после сдачи исполнителями ремонта наряда-допуска на ремонт.

Разрешение на пуск оформляется в оперативном журнале начальника смены электростанции.

6.16.7 Турбоустановки и оборудование, прошедшие ремонт, подлежат приемо-сдаточным испытаниям под нагрузкой в течение 48 ч.

6.16.8 Испытания под нагрузкой проводятся при номинальных параметрах пара и основном топливе на ТЭС и постоянной или поочередной работе всего вспомогательного оборудования по нормальной эксплуатационной схеме на различных режимах с доведением нагрузки до номинальной.

Если номинальные нагрузки и параметры не могут быть достигнуты по независящим от электростанции причинам, а установки и оборудование не могут быть проверены в режиме номинальной нагрузки, допускается в программе испытаний устанавливать другие предельные нагрузки и параметры. Режимы приемосдаточных испытаний при этом устанавливаются приемочной комиссией по согласованию с управляющей (генерирующей) компанией и с соответствующим СО-РДУ, СО-ОДУ (ОАО «СО ЕЭС») и оговариваются в акте приемки.

6.16.9 Оценка качества ремонта производится в соответствии с СТО 70238424.27.100.011-2008

7 Перечень основных методов исследований и испытаний

7.1 Методы испытаний экономичности

7.1.1 Тепловые испытания паровых турбин

Тепловые испытания паровых турбин должны проводиться:

- на вновь смонтированном оборудовании для получения фактических показателей и составления нормативных характеристик;

- периодически в процессе эксплуатации (не реже одного раза в три-четыре года) на подтверждение соответствия нормативным характеристикам.

7.1.2 Экспресс-испытания для определения экономических показателей паротурбинной установки

В процессе эксплуатации экономичность турбоустановки должна постоянно контролироваться путем систематического анализа показателей, характеризующих работу оборудования.

Для выявления причин снижения экономичности турбоустановки, оценки эффективности ремонта должны проводиться эксплуатационные (экспресс) испытания оборудования.

Методические указания по проведению экспресс-испытаний паровых турбин ТЭС приведены в приложении Н. При этом основные показатели должны соответствовать нормативным характеристикам.

При отклонении показателей работы турбинного оборудования от нормативных должны быть устранены дефекты оборудования и недостатки эксплуатации.

Головные образцы турбин и турбины, на которых выполнена реконструкция или проведена модернизация, должны подвергаться балансовым испытаниям.

7.1.3 Эксплуатационные испытания отдельных показателей паротурбинной установки

7.1.3.1 Нагрев питательной воды (конденсата), температурные напоры, переохлаждение конденсата греющего пара в подогревателях системы регенерации должны проверяться до и после капитального ремонта турбоустановки, после ремонта подогревателей и периодически по графику (не реже одного раза в месяц).

7.1.3.2 Проверка работы конденсационной установки осуществляется по:

- давлению отработавшего пара в конденсаторе (р₂) изменяемому при эксплуатации турбоагрегата в широких пределах и зависящему от:

а) расхода отработавшего пара D₂; определяющегося электрической, а для теплофикационных установок также и тепловой нагрузкой турбины;

б) расхода W;

в) начальной температуры (t_1в) охлаждающей воды;

- конечному температурному напору (δt), или разности температур отработавшего пара t₂ (°С) и температуры охлаждающей воды на выходе из конденсатора t_2в (°С);

- опытным значениям среднего коэффициента теплопередачи;

- зависимости ее гидравлического сопротивления (Н) от расхода охлаждающей воды.

При этом основные показатели должны соответствовать нормативным характеристикам.

Для осуществления систематического эксплуатационного контроля работы конденсационной установки необходимо располагать нормативными характеристиками, определяющими зависимость показателей ее работы при исправном состоянии оборудования и допустимого присоса воздуха указанных режимных условий. Сопоставление фактических и нормативных показателей позволяет выявить неполадки в работе конденсационной установки и нарушения воздушной плотности вакуумной системы турбоагрегата.

В качестве одного из показателей работы конденсатора используется также конечный температурный напор (δt) - разность температуры отработавшего пара t₂ (°С) и температуры охлаждающей воды на выходе из конденсатора t_2в (°С) определяемая по формуле:

При данных значениях D₂, W и t_1в температурный напор δt практически однозначно определяет для нормальных режимов работы турбин, при которых отработавший пар является насыщенным, давление р₂ , которое может быть найдено с помощь таблиц тепло физических свойств водяного пара по температуре

В формуле (3):

где Δt_в - нагрев воды в конденсаторе;

D₂ - расход поступающего в конденсатор пара, кг/с;

Δh - удельная теплота конденсации отработавшего пара, мало изменявшаяся для данного турбоагрегата при разных режимах его работы, кДж/(кг∙°С);

W - расход охлаждающей воды, кг/с;

С_в - удельная теплоемкость воды, кДж/(кг∙°С);

где n = KF/C_вW (6)

здесь K - средний коэффициент теплопередачи конденсатора, Вт/(м²∙°С);

F - поверхность охлаждения конденсатора, м²).

Из выражений (3) - (5) видно, что при заданных значениях F, Δh и определенных режимных параметрах D₂, W и t_1в показатели эффективности работы конденсатора р₂ и δt определяются значением коэффициента теплопередачи K.

Из тех же формул следует, что при прочих равных условиях уменьшение паровой нагрузки D₂ приводит к понижению р₂ и δt уменьшение температуры охлаждающей воды t_1в - к увеличению δt, но поскольку сумма t_1в + δt становится при этом меньше, то t₂, а соответственно, и р₂ уменьшаются. Уменьшение расхода охлаждающей воды W вследствие понижения при этом K слабо влияет на δt, но преобладающее влияние при этом роста Δt_в приводит к росту р₂.

Нормативные тепловые характеристики конденсаторов δt = f(D₂, W, t_1в) и p₂ = f(D₂, W, t_1в) и способ пользования ими приведены в приложении П. При отсутствии нормативных характеристик допускается использовать для контроля работы конденсационной установки характеристиками, рассчитанными по методике, приведенной в приложении Р.

При испытаниях конденсаторов определяют непосредственно опытные значения среднего коэффициента теплопередачи по формуле:

где δt_cp - средняя логарифмическая разность температур пара и охлаждающей воды.

Отношение фактического коэффициента теплопередачи K_оп к расчетному K_р по приложению Р, полученному при коэффициенте чистоты, равном единице, характеризует состояние конденсационной установки. Малые значения отношения K_оп/K_р, достигающие иногда из-за загрязнения поверхности охлаждения конденсатора, повышенного присоса воздуха, неисправности воздушного насоса или других причин значений коэффициента чистоты от 0,4 до 0,6, указывают на неудовлетворительную работу конденсационной установки и необходимости поиска и устранения причин этого.

Важной характеристикой работы конденсатора является зависимость его гидравлического сопротивления (Н) от расхода охлаждающей воды. Измерениями значения гидравлического сопротивления осуществляется контроль загрязнения трубных досок и трубок конденсатора. Гидравлическое сопротивление (падение давления охлаждающей воды, вызванное трением и местными сопротивлениями) складывается из сопротивления трубок (Н_тр) и сопротивления водяных камер (Н_к, включая сопротивление при входе воды из камер в трубки и выходе из них). Значение сопротивления трубок зависит от внутреннего диаметра и длины трубок, их состояния (степени чистоты), числа ходов воды в конденсаторе, ее температуры и скорости. Значение сопротивления водяных камер, составляющее обычно относительно небольшую долю общего сопротивления, зависит от числа ходов воды, конфигурации и размеров водяных камер, температуры и скорости течения воды, формулы, рекомендуемые для расчета гидравлического сопротивления, приведены в приложении Р.

7.2 Методы испытаний системы регулирования и защиты паровых турбин

7.2.1 Испытания защиты от повышения частоты вращения

7.2.1.1 Все проверки и испытания системы регулирования и защиты турбины от повышения частоты вращения должны выполняться в соответствии с требованиями инструкций заводов-изготовителей турбин приложения С.

7.2.1.2 Система защиты турбины от повышения частоты вращения ротора (включая все ее элементы) должна быть испытана увеличением частоты вращения выше номинальной в следующих случаях (если нет специальных указаний завода-изготовителя):

- после монтажа турбины;

- после капитального ремонта;

- перед испытанием системы регулирования сбросом нагрузки с отключением генератора от сети;

- при пуске после разборки автомата безопасности;

- при пуске после длительного (более трех месяцев) простоя турбины;

- при пуске после простоя турбины в резерве более одного месяца в случае отсутствия возможности проверки срабатывания бойков автомата безопасности и всех цепей защиты (с воздействием на исполнительные органы) без увеличения частоты вращения выше номинальной;

- при пуске после разборки системы регулирования или ее отдельных узлов;

- и) при проведении плановых испытаний (не реже одного раза в четыре мес.).

В случаях ж), и) допускается испытание защиты без увеличения частоты вращения выше номинальной (в диапазоне, указанном заводом-изготовителем турбины), но с обязательной проверкой действия всех цепей защиты.

Испытания защиты турбины увеличением частоты вращения должны проводиться под руководством начальника цеха или его заместителя.

7.2.2 Проверка плотности стопорных и регулирующих клапанов

7.2.2.1 Проверка плотности клапанов должна проводиться после монтажа турбины, перед испытанием автомата безопасности повышением частоты вращения, перед остановом турбины в капитальный ремонт, при пуске после него, но не реже одного раза в год. При выявлении в процессе эксплуатации турбины признаков снижения плотности клапанов (при пуске или останове турбины) должна быть проведена внеочередная проверка их плотности.

Критерием плотности служит частота вращения ротора турбины, которая устанавливается после полного закрытия проверяемых клапанов при полном (номинальном) или частичном давлении пара перед этими клапанами. Допускаемое значение частоты вращения определяется инструкцией завода-изготовителя или действующими руководящими документами, а для турбин критерии, проверки которых не оговорены в инструкциях завода-изготовителя или методических указаниях, не должно быть выше 50 % номинальной при номинальных параметрах перед проверяемыми клапанами и номинальном давлении отработавшего пара.

При одновременном закрытии всех стопорных и регулирующих клапанов и номинальных параметрах свежего пара и противодавления (вакуума) пропуск пара через них не должен вызывать вращения ротора турбины.

7.2.2.2 Плотность обратных клапанов регулируемых отборов и срабатывание предохранительных клапанов этих отборов должны проверяться не реже одного раза в год и перед испытанием турбины на сброс нагрузки.

Обратные клапаны регулируемых отопительных отборов пара, не имеющих связи с отборами других турбин, РОУ и другими источниками пара, проверке на плотность можно не подвергать, если нет специальных указаний завода-изготовителя.

7.2.3 Испытания систем регулирования

7.2.3.1 Проверка времени закрытия стопорных (защитных, отсечных) клапанов, а также снятие характеристик системы регулирования на остановленной турбине и при ее работе на холостом ходу для проверки их соответствия требованиям п. 6.4.2 настоящего стандарта и данным завода-изготовителя должны выполняться:

- после монтажа турбины;

- непосредственно до и после капитального ремонта турбины или ремонта основных узлов системы регулирования или парораспределения.

7.2.3.2 Снятие характеристик системы регулирования при работе турбины под нагрузкой, необходимых для построения статической характеристики, должны выполняться:

- после монтажа турбины;

- после капитального ремонта турбины или ремонта основных узлов системы регулирования или парораспределения.

7.2.3.3 Испытания системы регулирования турбины мгновенным сбросом нагрузки, соответствующей максимальному расходу пара, должны выполняться:

- при приемке турбин в эксплуатацию после монтажа;

- после реконструкции, изменяющей динамическую характеристику турбоагрегата или статическую и динамическую характеристики системы регулирования.

Испытания системы регулирования серийных турбин, оснащенных электрогидравлическими преобразователями (ЭГП), могут быть произведены путем парового сброса нагрузки (мгновенным закрытием только регулирующих клапанов) без отключения генератора от сети.

На головных образцах турбин и на первых образцах турбин, подвергшихся реконструкции (с изменением динамической характеристики агрегата или характеристик регулирования), и на всех турбинах, не оснащенных ЭГП, испытания должны проводиться со сбросом электрической нагрузки путем отключения генератора от сети.

Приложение А

(рекомендуемое)

Форма ведомости основных параметров технического состояния паротурбинной установки

Приложение Б

(обязательное)

Уменьшение пожарной опасности от воспламенения масла

Б.1 Общие положения

Масляное хозяйство турбоустановок представляет собой значительную пожарную опасность.

В большинстве случаев пожары в турбинных отделениях электростанций возникали вследствие нарушения плотности маслосистемы из-за недостатков конструкции, низкого качества изготовления, монтажа и ремонта, а также дефектов сварных соединений и неудовлетворительной работы систем регулирования турбин.

Для предотвращения возникновения пожаров из-за воспламенения масла электростанциям выполнить следующее:

Б.2 Конструктивные мероприятия

Б.2.1 На вновь монтируемых турбинах все внешние маслопроводы, включая маслопроводы системы смазки, изготавливать из труб по ГОСТ 8734 и ГОСТ 8732 с предельными отклонениями по толщине стенки по ГОСТ 9567 и укомплектовывать их только стальной арматурой. Установка стальной арматуры с плоскими фланцами допускается только в случае конструктивной необходимости (например, на корпусных деталях масляных насосов, маслоохладителей, обратных клапанов и т.п.). При этом следует обеспечить тщательную пришабровку фланцевых соединений.

Для всех сливных маслопроводов применять фланцы с выступом стальные, плоские, приварные на Р_у от 0,1 до 0,25 МПа (от 1 до 2,5 кгс/см²) (ГОСТ 12820). Для всех напорных маслопроводов системы смазки, уплотнений вала генератора и системы регулирования применять фланцы с выступом и впадиной или с шипом и пазом (ГОСТ 12821) для рабочего давления: до 0,6 МПа (6 кгс/см²) включительно - на Р_у = 1 МПа (10 кгс/см²); до 1,2 МПа (12 кгс/см²) включительно - на Р_у = 1,6 МПа (16 кгс/см²); до 2,0 МПа (20 кгс/см²) включительно - на Р_у = 4,0 МПа (40 кгс/см²); до 4,5 МПа (45 кгс/см²) включительно - на Р_у = 6,3 МПа (63 кгс/см²).

Крепеж фланцев выполнить из сталей с прочностными свойствами не ниже, чем у стали Ст 5. Крепеж фланцевых соединений должен иметь надежное стопорение.

Замена плоских фланцев на внешних маслопроводах систем смазки и регулирования ранее установленных турбин фланцами с выступом и впадиной или с шипом и пазом, а также чугунной арматуры на стальную производится в сроки, утверждаемые техническим руководителем энергокомпании.

Имеющиеся в маслосистеме соединения с помощью накидных гаек или муфт, в случае недостаточной их надежности, заменить фланцевыми с конструктивным выполнением фланцев выступ-впадина или шип-паз.

Для выпущенных ранее типов турбин, у которых фланцы корпусов узлов системы регулирования не имеют соответствующих посадочных поверхностей и выполнение таких поверхностей невозможно, в порядке исключения допускается сохранение плоских фланцев с установкой на них плотных кожухов с дренажом или установкой на разъеме фланцевого соединения уплотнительных хомутов с резиновыми прокладками по периферии фланцев.

Детали ниппельных и фланцевых соединений, служащих для связи маслопроводов с картерами или отдельными узлами системы регулирования должны поставляться заводами-изготовителями турбин.

Рабочие чертежи опор маслопроводов должны разрабатываться турбинными заводами. Трасса маслопроводов, как правило, должна иметь достаточную самокомпенсацию. Установка линзовых компенсаторов на напорных маслопроводах системы регулирования запрещается. В соответствии с чертежами заводов-изготовителей турбин установка линзовых компенсаторов разрешается на напорных маслопроводах системы смазки и на сливных маслопроводах.

Б.2.2 Внешние напорные маслопроводы, находящиеся в зоне размещения оборудования и трубопроводов с температурой деталей 180 °С и выше, которые могут быть орошены маслом при нарушении плотности фланцевых и сварных соединений маслопроводов, заключить в специальные плотные защитные короба из листовой стали толщиной не менее 3 мм. Нижняя часть коробов должна иметь уклон для стока масла в сборную трубу диаметром не менее Д_у 75 мм, соединенную с емкостью аварийного слива масла, независимо от коллектора аварийного слива.

При капитальных ремонтах короба должны проверяться на плотность заполнением водой.

Б.2.3 Маслопроводы вне защитных коробов отделить от горячих поверхностей защитными экранами, а их фланцевые и другие соединения (тройники и др.) заключить в специальные кожухи с отводом дренажа в безопасное место. Кожухи фланцевых соединений должны охватывать фланцы, сварные швы и участки трубы длиной от 100 до 120 мм от сварного шва. На сварные швы стыков маслопроводов в труднодоступных местах и вблизи швов установить уплотнительные хомуты с резиновыми прокладками. По мере перехода на гидродинамический способ очистки маслосистемы рекомендуется уменьшать количество наружных фланцевых соединений.

Б.2.4 На всех электростанциях для аварийного слива масла из маслосистем турбоагрегатов, где вместимость маслобака составляет 5 м³ и более, предусмотреть специальные емкости, позволяющие произвести опорожнение наибольшей по объему маслосистемы.

Аварийный резервуар, в который обеспечивается самотечный слив, должен быть подземным и располагаться снаружи здания на расстоянии не менее 1 м от стен без проемов и не менее 5 м от стен с проемами.

При применении в маслосистемах огнестойкого масла (ОМТИ) аварийный слив не предусматривается.

Б.2.5 Трубопроводы и арматуру слива масла установить вне зоны возможного горения масла. Сечение сливного трубопровода должно обеспечить слив масла из маслосистемы в течение от 10 до 15 мин, но его диаметр должен быть не более 350 мм.

Б.2.6 Все горячие поверхности, расположенные вблизи маслопроводов, тщательно изолировать. Поверхность изоляции опасных участков должна быть оклеена стеклотканью с помощью раствора жидкого стекла и обшита листовой сталью или алюминием для предохранения ее от пропитывания маслом.

Б.2.7 Игольчатые вентили, дроссели настройки и другие устройства, устанавливаемые для изменения расхода масла в системах зашиты, регулирования и смазки, должны иметь ограничители предельного открытия.

Б.2.8 Внутри масляных баков не должно быть электрических контактов и реле сигнализации.

Б.2.9 Короба, экраны, кожухи на фланцах, кожухи на местах подсоединения трубопроводов к узлам регулирования, хомуты, поддоны, стяжки и т.п. изготавливаются в соответствии с чертежами заводов-изготовителей; в случае отсутствия таких чертежей их изготовление производится по месту в соответствии с чертежами типовых конструкции уплотнений мест прохода труб, разрабатываемых харьковским филиалом ЦКБ НПО «Энергоремонта».

Б.3 Мероприятия при монтаже и ремонте маслопроводов

Б.3.1 После приварки фланцев к маслопроводам их уплотняющие поверхности проверить по контрольным плитам и, при необходимости, пришабрить. Параллельность уплотняющих поверхностей проверить пластинчатым щупом; отклонение не должно превышать 0,3 мм.

Прокладки для фланцевых соединений изготовить в соответствии с типом фланцев и рекомендациями заводов-изготовителей турбин; в случае отсутствия рекомендаций - из электротехнического картона, прессшпана, маслобензостойкого паронита ПМБ ГОСТ 481:

- для напорных маслопроводов регулирования толщиной не более 0,4 мм;

- для напорных маслопроводов смазки толщиной не более 0,7 мм;

- для сливных маслопроводов толщиной от 1,0 до 1,5 мм.

Замена прокладочных материалов, рекомендуемых заводами-изготовителями, без согласия последних не разрешается.

Применение паронита для фланцевых соединений маслосистем, работающих на огнестойком масле ОМТИ, запрещается.

Б.3.2 При сварке стыков маслопроводов применять аргонодуговую сварку без использования подкладных колец.

Качество сборки стыков маслопроводов должно отвечать правилам Госгортехнадзора РФ. Качество монтажных сварных соединений должно проверяться методом ультразвуковой дефектоскопии; документация на заводские сварные соединения должна быть представлена заводом-изготовителем турбины.

Б.3.3 После монтажа и разборки всю систему маслопроводов, а после ремонтно-сварочных работ - соответствующие участки тщательно очистить, промыть и до установки коробов и кожухов опрессовать в собранном виде при давлении, превышающем рабочее в полтора раза или указанном заводом-изготовителем турбины.

Необходимость опрессовки маслосистем повышенным давлением при частичной их разборке определяется решением технического руководителя электростанции. Результаты испытаний оформляются актом.

Б.3.4 После монтажа или капитального ремонта произвести проверку работы маслосистемы на холостом ходу и при полной нагрузке, а также в режимах работы с включенными отборами для турбин с регулируемыми отборами пара. Все замеченные недостатки устранить до сдачи турбоагрегата в эксплуатацию и сделать об этом соответствующую запись в формуляре.

Б.4 Эксплуатационные мероприятия

Б.4.1 При работающем масляном насосе запретить проведение работ на маслопроводах и узлах системы регулирования, парораспределения и маслоснабжения, за исключением работ по замене манометров и наладочных работ по специальной программе, утвержденной техническим руководителем электростанции.

Б.4.2 В случае возникновения чрезмерной или опасной вибрации маслопроводов, пульсации давления масла и гидравлических ударов, угрожающих плотности маслосистемы, турбоагрегат аварийно остановить, выявить и устранить причины нарушений в работе маслосистемы.

Маслопровод и другие сборочные единицы маслосистемы тщательно осмотреть и подвергнуть гидравлической опрессовке при давлении, превышающем рабочее в полтора раза или указанном заводом-изготовителем турбины.

Б.4.3 При воспламенении масла, вызванном нарушением плотности маслосистемы, и невозможности немедленно ликвидировать пожар имеющимися у машинистов средствами, турбину остановить аварийно со срывом вакуума при отключенных рабочем, резервном и аварийном масляных насосах смазки; снабжение маслом уплотняющих подшипников системы водородного охлаждения генератора производить их масляными насосами до останова ротора агрегата и в течение не менее 15 мин. от начала вытеснения водорода.

Б.4.4 Аварийный слив масла из масляного бака производить в исключительных случаях для локализации пожара после вытеснения водорода из системы водородного охлаждения генератора; в схемах снабжения маслом уплотнений генератора с демпферными баками аварийный слив производить до окончания вытеснения водорода с учетом времени, в течение которого будет происходить снабжение уплотнений генератора от демпферного бака. Это время, определяемое вместимостью демпферных баков, должно быть внесено в местные противоаварийные инструкции.

Техническим руководителям электростанций необходимо разработать планы организационно-технических мероприятий с указанием конкретных сроков реализации требований данного циркуляра. Планы составить с учетом материального обеспечения мероприятий и утвердить их у руководства энергокомпании.

Приложение В

(рекомендуемое)

Рекомендации по оснащению турбоагрегатов энергоблоков мощностью 250 МВт и выше системой предотвращения развития возгораний масла

В.1 Турбоустановки, в которых турбины и питательные насосы имеют общие маслосистемы, работающие на нефтяном турбинном масле с электронасосами, а подшипники, включая и уплотнения вала генератора, обеспечены аварийными емкостями, целесообразно оснастить системами предотвращения развития загорания масла для уменьшения его выброса в очаг пожара при нарушении плотности маслосистемы.

В рекомендуемой системе объединены эксплуатационные мероприятия по уменьшению пожарной опасности турбоагрегатов при аварийном выбросе большого количества турбинного масла, включающие действия персонала, защит и блокировок по немедленному останову турбоагрегата с последующим отключением маслонасосов.

Алгоритм действия системы предотвращения развития загорания масла на турбоагрегатах согласован с заводами-изготовителями энергетического оборудования.

Система приводится в действие специальным ключом предотвращения развития пожара (КПРП), устанавливаемым на оперативной панели блочного щита управления.

При воспламенении на турбоагрегате масла и невозможности ликвидировать очаг горения имеющимися средствами тушения персонал поворачивает КПРП.

При повороте КПРП:

- включаются звуковой и световой аварийные сигналы «Пожар на турбине» на главном, блочном и местном щитах управления (там, где имеется персонал);

- немедленно отключается турбина воздействием на электромагнитные выключатели, аналогично защитам по осевому сдвигу ротора, падению давления масла на смазку или падению вакуума по условиям автоматических защит завода-изготовителя турбины данного типа.

После отключения турбины генератор отключается без выдержки времени, как при действии перечисленных выше защит.

По факту срабатывания концевых выключателей масляного выключателя генератора:

- без выдержки времени открываются задвижки и клапаны срыва вакуума;

- запрещается автоматическое и ручное включение резервных масляных насосов системы регулирования и без выдержки времени отключаются рабочие масляные насосы системы регулирования;

- через 60 с запрещается автоматическое и ручное включение резервного и аварийных насосов смазки и отключаются рабочие насосы смазки.

По сигналу «Пожар на турбине», в соответствии с инструкцией по эксплуатации газовой системы водородного охлаждения генератора, персонал производит аварийное освобождение генератора от водорода.

Отключение работающего маслонасоса уплотнений генератора и запрет на действия АВР МНУ выполнить после останова ротора агрегата и не менее чем через 15 мин. от начала вытеснения водорода из корпуса генератора.

Электрическая схема предотвращения развития загорания масла на турбоагрегате, выполняемая без дублирования, должна проверяться перед пуском турбины из холодного состояния в режиме вращения валопровода турбины валоповоротным устройством.

В.2 Для реализации на электростанциях систем предотвращения развития загорания масла целесообразно:

В.2.1 Руководителям энергокомпании и электростанций для действующих энергоблоков:

В.2.1.1 Разработать рабочую схему системы и оснастить ею турбины Т-250-240 ПО ТМЗ; К-300-240, К-500-240 ПОАТ ХТЗ; К-300-240, К-500-240, К-80-240, К-1200-240 ПО ЛMЗ и сочленяемые с ними генераторы. Электрическую схему системы предотвращения развития загорания масла на турбоагрегатах согласовать с генеральным проектировщиком электростанции.

В.2.1.2 Ввести в местные инструкции соответствующие изменения и дополнения, определяющие действия персонала по предотвращению развития загорания масла и организации проверок электрической схемы системы.

В.2.1.3 В тех газомасляных системах генераторов ТГВ-300, в которых масло к МНУ подается из систем смазки турбоагрегата, установить обратный клапан Д_у 100 мм 19с38нж на линии, связывающей маслобак со стороной всасывания МНУ.

В.2.2 Проектным институтам предусматривать в проектах систему предотвращения развития загорания масла для всех вновь вводимых турбоагрегатов, маслосистемы которых или отдельные их части снабжаются нефтяным турбинным маслом насосами с электроприводами, а подшипники, включая и уплотнения вала генератора, оснащаются противоаварийными емкостями масла.

Приложение Г

(обязательное)

Проверка состояния лопаточного аппарата паровых турбин

Г.1 В целях профилактики повреждений, выявления и устранения конструктивных и технологических недостатков, обнаружения и своевременной замены поврежденных элементов лопаточных аппаратов паровых турбин всем электростанциям предлагается:

При проведении капитальных ремонтов турбин всех типов выполнять контроль и испытания лопаточного аппарата в следующем объеме:

Г.1.1 Внешний осмотр рабочих и направляющих (сопловых) лопаток всех ступеней турбины и их связей. При осмотрах обращать внимание на состояние поверхностей лопаток в местах расположения связей, кромок лопаток по всей длине, стыков стеллитовых пластинок, шипов и ленточных бандажей возле отверстий. Особенно тщательно контролировать состояние выходных кромок корневой части лопаток последних ступеней низкого давления мощных турбин.

Отметить наличие возможных коррозионных повреждений рабочих лопаток на ступенях, работающих в зоне фазового перехода пара, а также наличие и степень стояночной коррозии рабочих лопаток всех остальных ступеней.

Г.1.2 Дефектоскопия рабочих и направляющих лопаток ступеней, которые имели повреждения на данной турбине или других турбинах аналогичного типа.

Рекомендуется применение ультразвуковой, цветной или магнитопорошковой дефектоскопии.

Г.2 При обнаружении обрывов лопаток, связей или других повреждений проточной части составлять подробную ведомость дефектов с указанием мест, характера и объема повреждений, часов наработки лопаточного аппарата и режимов работы турбины до повреждения.

Проводить расследование возможных причин повреждений с привлечением, при необходимости, специализированных предприятий (заводов, институтов и т.д.).

Г.3 Сообщать в энергокомпанию о всех поломках рабочих лопаток или значительных эрозионно-коррозионных повреждениях, обнаруженных как при аварийном останове, так и при текущем или капитальном ремонтах турбины.

Г.4 Обеспечить постоянный контроль за эксплуатационным состоянием лопаточного аппарата и проводимыми ремонтными работами с использованием формуляра (п. Г.5).

Заполнение формуляра производить следующим образом:

Г.4.1 Таблицу Г.2.1. заполнять для ступеней, на которых проводятся вибрационные испытания лопаток (таблицы Г.2.2 - Г.2.4).

Г.4.2 Разметку пакетов, как правило, проводить от выбитых на ободе диска букв А и Б, соответствующих пакетам № 1 и 2, и далее в направлении вращения диска. Счет лопаток в пакете вести в том же направлении.

Г.4.3 Методика проведения и обработка результатов вибрационных испытаний приведены в СТО 70238424.27.100.012-2008

Г.4.4 Эрозионный износ входных кромок на вершинах лопаток измерять на наиболее изношенных лопатках ступени. Рекомендуется периодически проводить измерения на одних и тех же лопатках.

Г.4.5 В формуляр заносить данные внешнего осмотра и дефектоскопии лопаток всех ступеней турбины и наиболее подробно данные о лопатках, для которых проводятся вибрационные испытания. Помимо этого следует фиксировать меры, принятые для устранения обнаруженных дефектов.

Г.5 Форма формуляра

Работы проводились во время ______________ ремонта _____________ 20_ г.

Таблица Г.2.1 - Основные сведения о лопатках

Разметка пакетов: _________________________________________________________

___________________________________________________________________________

___________________________________________________________________________

___________________________________________________________________________

___________________________________________________________________________

Вибрационные испытания проводились прибором: _____________________________

___________________________________________________________________________

___________________________________________________________________________

___________________________________________________________________________

Осмотр, эрозионный и коррозионный износ лопаток, дефектоскопия и ремонт лопаток:

эрозионный износ

входная кромка

максимальный диаметр коррозионных язв, мм

__________________________________________

их глубина, мм _______________, плотность язв,

шт./см² ____________________________________

Заключение:

Таблица Г.2.2 - Испытания пакетов лопаток

Таблица Г.2.3 - Результаты испытаний пакетов

Таблица Г.2.4- Испытания системы диск - лопатки

Приложение Д

(обязательное)

Предотвращение коррозионных повреждений лопаточного аппарата и дисков
конденсационных и теплофикационных турбин на давление свежего пара от 9 до
24 МПа (от 90 до 240 кгс/см²)

Д.1 Общие положения

Обследование состояния металла проточной части большого числа конденсационных и теплофикационных турбин выявило коррозионные повреждения дисков и лопаточного аппарата на ступенях турбин, работающих в зоне фазового перехода (зона влажного пара от линии сухого насыщенного пара до диаграммной влажности порядка 6 %).

Повреждения дисков в виде коррозионного растрескивания под напряжением различной интенсивности проявляются, в основном, на теплофикационных и конденсационных турбинах без промперегрева (наибольшее количество повреждений дисков обнаружено на теплофикационных турбинах Т-100-130 ПО ТМЗ).

Трещины в дисках располагаются, в основном, в зонах продольного шпоночного паза, разгрузочных и заклепочных отверстий, реже на торцовой поверхности ступицы и полотне диска.

Насадные диски с продольными шпонками в зоне фазового перехода применяются на турбинах Т-100-130, Т-50-130, ПТ-50-130 ПО ТМЗ и К-100-90, К-50-90, ПТ-60-90 и ПТ-60-130 ПО ЛMЗ. Насадные диски у других типов турбин имеют торцевые радиальные шпонки. В 1985 г. ПО ТМЗ перешло на изготовление насадных дисков перечисленных турбин с торцовыми радиальными шпонками, что обеспечивает существенное снижение уровня напряжений на поверхности расточки диска. Эта конструкция может использоваться также при замене дисков, имеющих коррозионные повреждения.

Коррозионная повреждаемость дисков зависит от их конструктивного выполнения, принятых расчетных напряжений, категории прочности, коррозионной стойкости металла и продолжительности работы в условиях воздействия агрессивных примесей, поступающих с паром в турбину. Для реальных условий эксплуатации зафиксировано начало появления трещин в дисках турбин, в основном, после 50 тыс. ч эксплуатации.

Для турбин без промперегрева в качестве существенного фактора, способствующего коррозионному растрескиванию дисков, отмечается более высокий уровень температуры начала фазового перехода - в пределах от 120 до 140 °С. При этом снижение температуры свежего пара по сравнению с номинальной приводит к неблагоприятному, с точки зрения развития коррозии, повышению температуры фазового перехода.

На теплофикационных и конденсационных турбинах с промперегревом массового коррозионного растрескивания дисков не выявлено.

На турбинах с промперегревом температура начала зоны фазового перехода находится в пределах от 40 до 70 °С.

Повреждения рабочих лопаток различной интенсивности в виде язвенной коррозии, коррозионной усталости и коррозионного растрескивания под напряжением (часто связанных с поломками лопаток) выявлены практически на всех типах конденсационных и теплофикационных турбин как без промперегрева, так и с промперегревом. Зависимости возникновения повреждений от длительности эксплуатации не установлено.

Коррозионные повреждения лопаточного аппарата обычно локализуются в начальной зоне фазового перехода, однако при существенном ухудшении качества свежего пара коррозионные повреждения могут охватывать лопатки всех ступеней, работающих в области влажного пара.

Коррозионные повреждения лопаточного аппарата и дисков турбин связаны с поступлением в турбину с паром агрессивных примесей.

На энергоблоках с закритическими параметрами ухудшение качества свежего пара возможно при неудовлетворительной работе конденсатоочистительных и испарительных установок, которое усугубляется при поступлении сырой охлаждающей воды в конденсат турбин и сетевой воды в конденсат сетевых подогревателей вследствие неплотностей в их трубных системах. На ряде электростанций неудовлетворительная работа установок очистки конденсата связана с дефицитом добавочной воды, обусловленным потерями воды и пара в цикле, превышающими нормы.

На энергоустановках с барабанными котлами ухудшение качества свежего пара связано со следующими причинами.

Для барабанных котлов энергоустановок без конденсатоочистительных установок принята система регулирования температуры свежего пара впрыском конденсата собственного пара. Эта система допускает подачу для этой цели питательной воды при пусках и непродолжительных небольших нагрузках. При нормальной работе в регулировочном диапазоне нагрузок питательная вода может поступать в пар только при наличии неплотностей в трубной системе конденсаторов этой системы. Однако на ряде ТЭЦ эти конденсаторы демонтированы, а температура пара за котлом при всех нагрузках регулируется подачей питательной воды в паропроводы. Питательная вода в процессе эксплуатации может загрязняться агрессивными примесями при появлении присосов охлаждающей воды в конденсаторах турбин и сетевой воды в сетевых подогревателях, а также загрязненным возвращаемым конденсатом пара производственных отборов, поэтому использование питательной воды для непосредственного регулирования температуры пара за котлом является источником поступления агрессивных примесей в турбину. Возможно также попадание в питательную воду потенциально опасных органических веществ с добавочной водой.

При нарушении нормальной работы встроенных в барабан котла сепарационных устройств, агрессивные примеси могут поступать в свежий пар с капельной влагой из котловой воды.

На ТЭЦ и большинстве ГРЭС еще не внедрены автоматизированные системы химического контроля качества свежего пара перед турбинами.

Проектные организации в проектах вновь вводимых энергоустановок не на всех ТЭС предусматривают использование автоматизированной системы химического контроля качества свежего пара.

На электростанциях отмечаются случаи серьезных повреждений проточной части турбин, обусловленные стояночной коррозией, поскольку из-за отсутствия необходимых устройств персонал электростанций не выполняет предписаний об обязательной консервации оборудования при остановах турбин на срок более 10 суток.

Д.2 Предотвращение коррозионных повреждений дисков и лопаточного аппарата турбин

Д.2.1 Для предотвращения коррозионных повреждений (выявления возможных коррозионных повреждений) дисков и лопаточного аппарата турбин целесообразно на оборудовании рассчитанном на давление пара от 9 до 24 МПа (от 90 до 240 кгс/см²) в плановые капитальные ремонты турбин, но не позднее чем через 50 тыс. ч эксплуатации, включать операцию по обследованию металла дисков и лопаточного аппарата ступеней, работающих в зоне фазового перехода.

Д.2.1.1 Контроль состояния металла дисков и лопаточного аппарата выполнять согласно СТО 70238424.27.100.012-2008

Д.2.1.2 Диски ступеней, работающие в зоне фазового перехода, подвергнуть визуальному осмотру, магнитопорошковой и ультразвуковой дефектоскопии для выявления коррозионных трещин.

Д.2.1.3 Рабочие лопатки ступеней, работающих в зоне фазового перехода, осматривать визуально, выходные кромки лопаток контролировать МПД на наличие трещин, а вилкообразные хвостовики лопаток - методом УЗК.

Д.2.1.4 В случае обнаружения коррозионных повреждений дисков и лопаточного аппарата турбин производить их ремонт или замену, руководствуясь указаниями заводов-изготовителей, общие положения которых приведены в п. Д.2.8.

Д.2.1.5 При замене поврежденных дисков турбин Т-100-130 ПО ТМЗ с продольными шпонками целесообразно производить установку дисков с радиальными торцовыми шпонками.

Д.2.2 На ТЭЦ с барабанными котлами, где отсутствуют конденсатоочистки, для повышения качества работы схем регулирования температуры пара котлов с помощью впрыска конденсата собственного пара выполнить мероприятия для обеспечения надежной работы конденсаторов этой системы, исключающие попадание питательной воды в пар через неплотности трубной системы. При необходимости установить модернизированные заводами-изготовителями более надежные конденсаторы.

Мероприятия по замене конденсаторов собственного пара включить в ежегодные приказы по повышению технического уровня эксплуатации электростанций.

Д.2.3 Обеспечить надежную и эффективную работу внутрибарабанных сепарационных устройств для предотвращения выноса агрессивной котловой воды с капельной влагой в пар.

Д.2.4 Впрыск питательной воды в промежуточный пароперегреватель барабанных котлов энергоблоков, не оборудованных системами очистки конденсата, допускать только в аварийных ситуациях и пусковых режимах.

Д.2.5 В проектах вновь вводимых энергетических установок на ГРЭС и ТЭЦ предусматривать:

Д.2.5.1 Автоматизированную систему контроля качества свежего пара перед турбинами по содержанию натрия, значениям рН и электропроводимости с выводом постоянно регистрируемой информации на блочный щит управления.

Д.2.5.2 Систему консервации оборудования турбинных установок при их выводе из эксплуатации на срок свыше семи суток.

Д.2.5.3 Использование на ТЭЦ барабанных котлов при отсутствии конденсатоочистки только с системой регулирования температуры пара котлов конденсатом собственного пара.

Д.2.6 Всем электростанциям обеспечить внедрение и надежную эксплуатацию автоматизированных систем химического контроля качества свежего пара перед турбинами и устройств консервации турбинного оборудования.

Д.2.7 На электростанциях, на которых действует автоматизированная система химического контроля, ввести постоянную, не реже одного раза в смену, регистрацию в суточной ведомости показателей качества свежего пара перед турбинами по содержанию натрия, значениям рН и электропроводимости. На электростанциях, на которых отсутствует автоматизированная система химического контроля, разрешается временно, до ее внедрения, выполнять указанную запись не реже одного раза в сутки.

Д.2.8 Общие указания по критериям, нормам отбраковки и технологии, ремонта лопаточного аппарата и дисков, работающих в зоне фазового перехода

Д.2.8.1 При обнаружении на дисках коррозионного повреждения (коррозионного растрескивания или интенсивной язвенной коррозии с потерей профиля) они должны быть демонтированы для проведения последующей, более полной повторной дефектоскопии неразрушающими методами.

Д.2.8.2 В случае, если с диска снимаются рабочие лопатки, дефектоскопии неразрушающими методами подвергаются внутренние поверхности гребня диска и хвостовики рабочих лопаток.

Д.2.8.3 Не допускаются к ремонту и дальнейшей эксплуатации демонтированные диски, имеющие коррозионные трещины на:

- посадочной поверхности;

- торцовых поверхностях ступицы на участке между расточкой и средним диаметром ступицы;

- поверхностях обода и гребней.

Д.2.8.4 Не допускаются к ремонту и дальнейшей эксплуатации рабочие лопатки при обнаружении на них коррозионных повреждений с трещинами на кромках или в прикорневом сечении. Все лопатки данной ступени подлежат замене. Не допускаются к эксплуатации также рабочие лопатки с коррозионными повреждениями, регламентированными заводами-изготовителями.

Д.2.8.5 Допускаются к ремонту диски, имеющие коррозионное повреждение, при условии, что их глубина не превышает допустимых значений, регламентируемых заводами-изготовителями.

Д.2.8.6 Ремонт поврежденных дисков производится в соответствии с рекомендациями заводов-изготовителей.

Д.2.8.7 Отремонтированные диски проходят повторную дефектоскопию после ремонта и при удовлетворительных результатах допускаются к дальнейшей эксплуатации по согласованию с заводом-изготовителем.

Д.2.8.8 Дефектоскопию отремонтированных дисков проводить в сроки, регламентированные заводами-изготовителями турбины, но не реже, чем через два - три года эксплуатации. Если на отремонтированных дисках при эксплуатации вновь образовались трещины, диски к дальнейшей работе не допускаются.

Приложение Е

(обязательное)

Предотвращение повреждений рабочих лопаток последних ступеней паровых турбин из-за эрозии их выходных кромок

Е.1 Общие положения

Эрозионные повреждения выходных кромок рабочих лопаток последних ступеней приводят к снижению ресурса работы лопаток, а в отдельных случаях могут стать причиной их поломок и аварий турбин.

Выполненные обследования турбин показали, что эрозия выходных кромок начинается от корня и распространяется до 0,6 длины рабочих лопаток последних ступеней. Ширина зоны эрозии может достигать пределов от 10 до 15 мм. При развитии эрозии появляются сквозные промывы выходной кромки и трещины, при этом резко снижается усталостная прочность рабочих лопаток. Наибольшему воздействию эрозии подвергаются рабочие лопатки, выходные кромки которых выступают из общей плоскости лопаток.

Одной из основных причин эрозионного повреждения является подсасывание из выходного патрубка обратными токами пара крупнодисперсной влаги в прикорневую зону лопаток и ее соударение с выходными кромками вращающихся рабочих лопаток последних ступеней турбины.

У конденсационных турбин энергоблоков это явление особенно отмечается при пусковых режимах и малых нагрузках, когда производится сброс значительных количеств пара и воды в конденсатор, а у теплофикационных турбин - при охлаждении предварительно распыляемой водой выхлопной части турбин и лопаточного аппарата последних ступеней в режимах с малыми расходами пара в ЦНД и при ухудшенном вакууме в конденсаторе.

Экспериментальная проверка различных способов дефектоскопии (травление, цветная, ультразвуковая, магнитопорошковая и токовихревая) для выявления дефектов типа трещин и сквозных эрозионных промывов на выходных кромках рабочих лопаток показала, что оптимальной является ультразвуковая дефектоскопия как достаточно надежная для обнаружения дефектов, наиболее технологичная и требующая наименьших трудозатрат при производстве работ.

Е.2 Для обеспечения надежности рабочих лопаток последних ступеней турбин необходимо выполнить следующие мероприятия:

Е.2.1 На электростанциях, в периоды текущих и капитальных ремонтов, необходимо систематически контролировать состояние выходных кромок всех рабочих лопаток последних ступеней турбин.

Е.2.2 В периоды текущих ремонтов выполнять визуальный осмотр выходных кромок всех рабочих лопаток последних ступеней. При обнаружении эрозии выходных кромок, дополнительно проводить ультразвуковой контроль эрозионно-поврежденных лопаток и рабочих лопаток, прошедших ремонт по этой причине в предыдущий период эксплуатации.

Ремонт и ультразвуковая дефектоскопия рабочих лопаток последних ступеней должны осуществляться при вскрытых ЦНД. Допускается ремонт и ультразвуковая дефектоскопия отдельных лопаток без вскрытия ЦНД при надлежащей подготовке рабочего места и соблюдении необходимых мер по технике безопасности.

Е.2.3 В периоды капитальных ремонтов турбин все рабочие лопатки последних ступеней должны подвергаться тщательному визуальному осмотру и ультразвуковому контролю, независимо от степени эрозионного повреждения их выходных кромок. Рабочие лопатки, которые по результатам контроля подлежат ремонту, должны повторно проходить ультразвуковой контроль после ремонта.

При необходимости, для уточнения характера дефектов рекомендуется дополнительный контроль отдельных участков рабочих лопаток травлением.

Е.2.4 Визуальный контроль и ремонт рабочих лопаток последних ступеней с эрозионными повреждениями выходных кромок выполнять в соответствии с требованиями, изложенными в информационных письмах турбинных заводов.

Е.3 Для исключения эрозионного износа выходных кромок рабочих лопаток последних ступеней должен быть выполнен разработанный турбинными заводами комплекс мероприятий по:

- реконструкции систем сброса пара и воды в конденсаторы;

- усовершенствованию пароприемных устройств;

- установке устройств улавливающих влагу на элементах выхлопного патрубка;

- совершенствованию охлаждающих устройств и автоматизации регулирования температуры пара после БРОУ (ПСБУ), после пароприемного устройства конденсатора и перед концевыми уплотнениями ЦНД.

Е.4 На тепловых электростанциях с блочными конденсационными и теплофикационными турбинами проверить соответствие заводским проектам схем сбросов пара и воды в конденсаторы. Не предусмотренные проектными решениями схемы сброса пара и воды в конденсаторы должны быть согласованы с соответствующими турбинными заводами или ликвидированы.

Приложение Ж

(обязательное)

Предотвращение аварий с прогибом вала паровых турбин

Анализ аварий и отказов с прогибом роторов показал, что основными причинами их возникновения являются:

- попадание при пусках либо остановах влаги в горячие цилиндры из дренажей перепускных труб, из неплотных впрысков РОУ, через передние уплотнения, из трубопроводов отборов при неплотных КОС, из непрогретых участков паропроводов, из линии отсоса от штоков клапанов;

- недопустимые разности температур верха и низа цилиндра, по глубине фланцев, между сторонами цилиндра;

- самопроизвольный разворот роторов турбины при прогреве перепускных труб через неплотные либо дефектные регулирующие клапаны;

- заедание опор цилиндров при их прогреве и нагружении турбины;

- неоднократные пуски турбины с недопустимой вибрацией.

Большинство аварий с прогибом роторов турбин являлись следствием того, что эксплуатационный персонал на электростанциях не соблюдает основные требования эксплуатационных инструкций. При пусках и остановах неудовлетворительно ведется контроль важнейших параметров теплового и механического состояния турбин, что приводит к несвоевременному выявлению отклонений от нормальных условий эксплуатации. Нерегулярно анализируются материалы проведенных остановов и пусков турбин. В ряде случаев действующие местные инструкции имеют недоработки в части обеспечения надежности режимов пуска и останова оборудования. Не уделяется должного внимания контролю за качеством ремонта и монтажа в части соблюдения зазоров в диафрагменных и концевых уплотнениях, тщательности выполнения тепловой изоляции главных паропроводов, стопорных и регулирующих клапанов, перепускных труб. Не предъявляются необходимые требования к качеству работы средств контроля за основными показателями, обеспечивающими безопасность пуска и останова турбины:

- искривлением (биением) вала турбины;

- вибрацией подшипников;

- относительными удлинениями роторов;

- тепловыми расширениями цилиндров;

- температурой пара в регулирующей ступени ЦВД и на входе в ЦСД;

- температурой перепускных труб и цилиндров турбин;

- разностью температур «верх - низ» ЦВД и ЦСД. Для предупреждения аварий с остаточным прогибом роторов турбин предлагается:

При очередном пересмотре инструкций по эксплуатации турбин и пусковых схем выполнять проверку их соответствия действующим заводским и типовым инструкциям и другим директивным документам. При рассмотрении инструкций обращать особое внимание на достаточность и четкость указаний по ведению режимов пусков, остановов, расхолаживания турбин, работе на промежуточных частотах вращения и холостом ходу, по проведению регламентных работ на работающем оборудовании (проверка и настройка автоматов безопасности, проверка плотности стопорных, регулирующих и обратных клапанов, настройка и опробование предохранительных клапанов и т.п.).

При анализе пусковых схем целесообразно рассматривать все системы и узлы турбин и энергоблока, через которые возможно попадание воды и влажного пара в турбину:

- систему прогрева и дренирования главных паропроводов, стопорных и регулирующих клапанов турбины, перепускных труб ЦВД и ЦСД. Необходимо обратить особое внимание на надежное дренирование паропроводов холодного промперегрева, куда может попадать влага при работе или пропуске впрысков РОУ прогрева промперегрева;

- систему подачи пара на концевые уплотнения турбины, особенно подачу горячего пара на передние уплотнения ЦВД и ЦСД. При работе турбины в режиме самоуплотнения узлы системы, находящиеся в стерегущем режиме, должны тщательно дренироваться через постоянно действующие дренажи;

- систему отсоса пара в деаэратор от штоков стопорных и регулирующих клапанов турбины, уделив особое внимание дренированию трубопроводов со стороны деаэратора до обратного клапана;

- систему опрессовок паропроводов свежего пара и пара промперегрева;

- систему принудительного расхолаживания турбины сторонним паром.

По вопросам, возникающим при эксплуатации турбины и не нашедшим отражения в технической документации заводов-изготовителей и соответствующих стандартах целесообразно обращаться за разъяснением к заводу-изготовителю или другой специализированной проектной организации.

Для повышения знаний и навыков оперативного персонала по проведению пусков и остановов турбин и выполнению регламентных работ на работающем или неостывшем оборудовании целесообразно организовать его периодическое обучение.

При проведении занятий с персоналом рассматривать характерные причины повреждений турбин с остаточным прогибом роторов, с учетом конкретных особенностей установленного оборудования и выполненных схем, в том числе из-за:

- попадания воды в горячую турбину при опрессовывании главных паропроводов свежего пара и промперегрева;

- попадания влаги и захолаживания турбины в процессе пусков при недостаточном прогреве паровпускных органов;

- попадания влаги или влажного пара в горячие ЦВД и ЦСД при остановах и сбросах нагрузки из тупиковых участков паропроводов, из закрытых дренажных линий, через дефектные или неплотные обратные клапаны отборов, через линии отсосов от штоков клапанов и системы уплотнений;

- самопроизвольного разворота роторов турбины при прогреве перепускных труб через неплотные либо дефектные регулирующие клапаны турбины;

- возникновения недопустимых разностей температур «верх-низ», «глубина - поверхность фланцев», «левая - правая стороны»;

- попадания влаги на уплотнения турбины при недостаточном прогреве и дренировании подводящих линий;

- неравномерного расширения цилиндров при заеданиях в шпонках и кручения ригелей;

- нарушения режима работы валоповоротного устройства при остановах;

- повторного пуска турбины с биением ротора, превышающим допустимое значение.

Для каждой турбины следует установить на основании предыдущих пусков максимальное значение искривления ротора, возникающего во время прохождения критических частот вращения, которое должно быть внесено в местные инструкции по эксплуатации.

Производить разбор действий персонала после каждого останова и пуска турбины. При выявлении неправильных действий персонала проводить внеочередную проверку знаний производственных инструкций и местных инструкций по эксплуатации.

При остывании турбины целесообразно производить периодические обследования тепловой изоляции и на основании измерения температур металла цилиндров и главных паропроводов. При необходимости планировать и производить восстановительные ремонтные работы теплоизоляции в ближайшие капитальные или текущие ремонты.

Целесообразно организовать контроль установки зазоров в концевых и диафрагменных уплотнениях при монтаже или ремонте турбин и не допускать их уменьшения против заводских (формулярных) значений.

Необходимо особое внимание обращать на надежность, правильность показаний и качество регистрации приборов тепломеханического состояния турбин.

Длительная работа, проведение пусков и остановов турбин с неисправными приборами контроля тепломеханического состояния турбины (искривления вала, вибрации опор подшипников, относительных расширений роторов, осевого сдвига, температуры металла турбины и паропроводов) не допускается.

Приложение И

(обязательное)

Особенности эксплуатация турбин со сниженными температурами свежего пара и пара промперегрева

На ряде электростанций с целью предотвращения разрушения гибов паропроводов или других жаропрочных элементов котлов, паропроводов и арматуры вынуждены временно работать со сниженными температурами пара перед турбинами. В результате снижения начальной температуры свежего пара (на турбинах без промперегрева) или температуры пара после промперегрева в частях низкого давления турбин повышается влажность пара, а зона перехода от перегретого пара к влажному смещается на ступени, ранее работавшие в зоне перегретого пара. То и другое обстоятельства снижают надежность работы турбины из-за эрозионного износа элементов проточной части последних ступеней и коррозионных повреждений дисков и рабочих лопаток ступеней, работающих в переходной зоне.

Допустимый уровень снижения температуры пара перед турбинами определяется заводами-изготовителями турбин. Так, ПО «Ленинградский металлический завод» для турбин К-50-90, К-100-90 и ПТ-60-90/13 разрешил временную эксплуатацию при начальной температуре пара 515 °С без ограничений по расходу пара, но с тщательным контролем за эрозионным износом последних ступеней в период капитальных ремонтов.

При снижении температур пара перед турбиной целесообразно сохранить процесс расширения пара в турбине близким к расчетному, если одновременно снизить давление свежего пара или давление в промперегревателе.

В случае необходимости оперативно определить допустимые режимы работы турбин при сниженных температурах пара, если нет других указаний завода, следует соблюдать условия приведенные в таблицах И.1 и И.2.

Таблица И.1 - Понижение давления свежего пара перед стопорными клапанами в зависимости от его температуры

Таблица И.2 - Ограничения расхода свежего пара на турбинах с промежуточным перегревом

Приложение К

(обязательное)

Порядок обеспечения надежности эксплуатации подогревателей высокого давления

К.1 Общие положения

В целях предотвращения аварий ПВД (разрушение трубных систем, повышение давления в корпусах и трубных системах) электростанциям, проектным и наладочным организациям предлагается руководствоваться следующими положениями:

К.1.1 Все ПВД должны быть оборудованы:

- средствами зашиты от повышения уровня воды в корпусе;

- средствами защиты от повышения давления воды в трубной системе;

- средствами защиты от повышения давления в корпусе (кроме ПВД, подключенных к первому отбору турбины);

- средствами регулирования уровня конденсата греющего пара и сигнализацией повышения этого уровня.

Подогреватели высокого давления энергоблоков должны быть оборудованы двумя ступенями защиты от переполнения их корпусов.

При установке ПВД с равнопрочными корпусами, рассчитанными на давление первого отбора турбины, защита от повышения давления в корпусе ПВД не устанавливается.

К.1.2 Монтаж, регистрация, техническое освидетельствование, эксплуатация и ремонт ПВД должны выполняться в полном соответствии с правилами устройства и безопасной эксплуатации сосудов, работающих под давлением [1], заводскими инструкциями по монтажу и эксплуатации ПВД, по монтажу и ремонту мембранного уплотнения фланцевого разъема ПВД, рекомендациями по установке предохранительных клапанов на подогревателях высокого давления, указаниями по монтажу и наладке модернизированных систем защиты ПВД, «Техническими условиями на капитальный ремонт ПВД для систем регенерации паровых турбин», а также указаниями данного Порядка.

К.2 Защита от повышения уровня воды в корпусе ПВД

К.2.1 В турбоустановках с начальным давлением 9 МПа (90 кгс/см² и выше в качестве исполнительных органов защиты по повышению уровня использовать быстродействующие впускные клапаны, отсекающие подачу питательной воды в ПВД и открывающие обвод группы ПВД (или ПВД), а также отключающие задвижки на входе, выходе и на внешней обводной линии группы ПВД (ПВД) и задвижки на подводе греющего пара. Указанные отключающие задвижки оборудовать электроприводами.

На электростанциях с поперечными связями в качестве внешнего обвода ПВД можно использовать общий обвод (холодную линию питания) нескольких параллельных групп ПВД.

К.2.2 В установках среднего давления и установках иностранных фирм, в которых ПВД не имеют быстродействующих защитных клапанов, в качестве исполнительных органов защиты использовать отключающие электрифицированные задвижки на входе и выходе питательной воды.

К.2.3 Время срабатывания защиты с быстродействующими впускными клапанами не должно превышать 5 с (от момента формирования дискретного сигнала защиты до полной посадки впускного клапана). В случае недостаточного быстродействия защиты выполнить наладочные или реконструктивные работы по элементам защиты.

К.2.4 На электростанциях с поперечными связями в каждом ПВД контролируется одно значение уровня. При повышении уровня в корпусе любого ПВД защита действует на открытие двух параллельно включенных импульсных органов, управляющих впускным клапаном группы ПВД, открытие задвижки на байпасной линии ПВД, закрытие задвижек на входе и выходе воды из группы ПВД и задвижек на подводе пара к каждому ПВД.

К.2.5 На электростанциях с блочными установками на каждом ПВД контролируются два значения уровня: уровень срабатывания локальной защиты ПВД (аналогично п. К.2.4) и максимально допустимый уровень, который выбирается на 2500 мм выше уровня срабатывания локальной защиты.

Каждое значение уровня контролируется одним датчиком:

- при повышении уровня в корпусе любого ПВД до уровня срабатывания локальной защиты или до максимального уровня срабатывает локальная защита ПВД и производит действия согласно п. К.2.4;

- при поступлении сигналов от обоих датчиков (схема «И») защита действует на останов энергоблока (котла, турбины и питательных насосов) и на отключение группы ПВД согласно п. К.2.4; на энергоблоках с барабанными котлами - дополнительно на останов всех питательных насосов с запретом включения резерва и на закрытие запорных задвижек и регулирующих питательных клапанов на подводе питательной воды к котлу (обоим котлам дубль-блока).

К.2.6 В целях исключения возможности вмешательства оперативного персонала в работу защиты - вывода защиты или отмены ее действия - электрические схемы локальной защиты ПВД по повышению уровня выполнять следующим образом:

- исключить из цепи включения выходных реле защиты контакты переключателя защиты ПВД, отключающие эту защиту. В тех схемах, где не предусмотрены индивидуальные накладки в цепях защиты каждого ПВД, установить их для возможности проверки действия защит на сигнал;

- вместо переключателя защиты ПВД с фиксированными положениями установить возвратный ключ дистанционного отключения ПВД с положениями «Отключение ПВД», «Нейтральное». При положении «Отключение ПВД» должны срабатывать выходные реле защиты;

- выполнить автоматический съем самоудерживания выходных реле защиты ПВД после окончания действия защиты, т.е. после полного открытия (или закрытия) задвижки, имеющей наибольшее время хода.

К.2.7 Объемы проверок защиты ПВД по повышению уровня и периодичность их проведения должны быть следующими:

- на работающем оборудовании блочных установок один раз в неделю проводить сравнение между собой показаний приборов разных пределов защиты (локальной и максимальной) на каждом ПВД. Если приборы защиты не имеют показывающих устройств, должны сравниваться аналоговые сигналы АДП с учетом разницы номиналов датчиков. Результаты сравнения регистрировать в оперативной документации;

- на электростанциях с поперечными связями опробовать защиту ПВД в соответствии с п. 1 таблицы Л.2.5;

- на блочных установках опробовать защиту ПВД в соответствии с пп. 1, 2 таблицы К.2.5, совмещая по времени проверку локальной защиты и защиты по максимальному уровню.

Таблица К.2.5

К.2.8 Опробование локальной защиты ПВД с действием на исполнительные органы проводить при повышении уровня в одном из подогревателей группы; в других подогревателях группы локальную защиту проверять на сигнал.

Повышение уровня на работающем ПВД до назначенного значения параметра срабатывания локальной защиты выполнять прикрытием регулирующего клапана на отводе конденсата греющего пара. На включаемых в работу ПВД - имитацией на датчике локальной защиты, для чего закрыть «плюсовой» вентиль защиты и открыть вентиль уравнительной линии.

Повышение уровня в ПВД до максимального во всех случаях имитировать на датчике максимальной зашиты.

К.2.9 Рекомендуется следующий порядок операций при опробовании защит работающей группы ПВД блочной установки:

- перевести действие защиты по максимальному уровню на сигнал;

- имитацией максимального уровня проверить действие локальной защиты с посадкой впускного клапана и с воздействием на задвижки согласно п. К.2.4; убедиться, что время от формирования дискретного сигнала зашиты до посадки впускного клапана не более 5 с. Проконтролировать появление звукового сигнала (звонок) и световых табло «Сработала локальная зашита ПВД», «Сработал один прибор защиты»;

- восстановить схему датчика максимального уровня, сохранив действие максимальной защиты на сигнал; проверить исчезновение всех сигналов;

- перевести действие локальной защиты на сигнал;

- повысить уровень в корпусе до назначенного параметра срабатывания локальной защиты; проконтролировать появление сигналов «Сработала локальная защита ПВД» и звукового сигнала (звонка);

- на датчике максимального уровня имитировать повышение уровня до назначенного значения параметра срабатывания защиты; проконтролировать появление на световом табло сигнала «Сработала зашита по максимальному уровню в ПВД» и звукового сигнала (сирены);

- восстановить схему датчика максимального уровня; снизить уровень в корпусе до нормального, проверить исчезновение всех сигналов;

- перевести действие всех защит (локальной и блочной) на отключение.

Аналогичным образом, имитацией повышения уровней провести испытания защит в двух оставшихся корпусах группы ПВД, после чего подключить группу к турбине.

При необходимости полного опробования защит ПВД перед их подключением к работающей турбине это опробование целесообразно провести в два этапа:

- имитацией повышения уровня проверить работоспособность впускного клапана;

- подключив ПВД к турбине, выполнить весь объем проверки с действием на все исполнительные органы в рекомендуемой выше последовательности.

К.3 Защита от повышения давления в корпусе ПВД

К.3.1 При отключениях ПВД защитой по повышению уровня возможно повышение давления в корпусе ПВД сверх расчетного за счет пропуска конденсата или пара по линии каскадного отвода конденсата греющего пара из вышестоящего по отбору подогревателя при незакрытом регулирующем клапане уровня. Таким образом, в условиях эксплуатации линия каскадного отвода дренажа может стать источником повышенного давления для нижестоящего по отбору ПВД.

В связи с этим в турбоустановках с начальным давлением 9 Мпа (90 кгс/см²) и выше корпусы ПВД, кроме подключенных к первому отбору турбины и ПВД с равнопрочными корпусами, должны быть оснащены предохранительными устройствами.

Подогреватели высокого давления должны оснащаться пружинными предохранительными клапанами.

К.3.2 Предохранительные устройства, устанавливаемые на корпусах ПВД, не рассчитаны для защиты корпусов при их постановке под давление питательной воды в случаях неплотностей трубной системы.

К.3.3 Число предохранительных устройств, их размеры и пропускная способность должны быть выбраны по расчету так, чтобы в корпусе не могло образоваться давление, превышающее рабочее на 15 % .

К.3.4 Пропускная способность предохранительных устройств должна рассчитываться на максимальный расход пара по линии каскадного отвода конденсата греющего пара при полностью открытом регулирующем клапане на этой линии.

Расчетное сечение предохранительных устройств должно определяться в соответствии с указаниями правил устройства и безопасной эксплуатации сосудов, работающих под давлением [1].

К.3.5 При комплектации ПВД предохранительными клапанами (если они не были укомплектованы заводом-изготовителем) и их установке следует пользоваться рекомендациями по установке предохранительных клапанов на подогревателях высокого давления завода-изготовителя.

При комплектации ПВД мембранными предохранительными устройствами (МПУ) руководствоваться технической документацией, разработанной предприятиями-изготовителями МПУ.

Выхлопные трубопроводы после предохранительных устройств должны быть спроектированы с учетом отвода пара, выходящего из предохранительных устройств, в безопасное место.

К.3.6 Для обеспечения нормального функционирования защиты от повышения давления в корпусе ПВД необходимо:

- пропускную способность линии каскадного отсоса паровоздушной смеси из подогревателей ограничивать установкой на них дроссельных шайб с отверстиями диаметром 3 и 5 мм соответственно между верхним, средним и нижним ПВД. Эти линии не должны иметь арматуры (между ПВД);

- предохранительные клапаны, установленные в системе защиты по повышению давления в корпусе ПВД, проверять после монтажа, ремонта и по графику, установленному на ТЭС. При использовании МПУ их настройку и эксплуатацию осуществлять в соответствии с документацией предприятий-изготовителей.

К.4 Защита от повышения давления из-за разогрева в замкнутой системе ПВД

К.4.1 В отключенной группе ПВД при закрытой запорной арматуре на входе и выходе из ПВД возможно повышение давления воды в трубной системе сверх допустимого из-за разогрева этой воды паром отборов турбины, поступающим в корпусы ПВД через неплотную запорную арматуру.

К.4.2 В качестве устройства, защищающего подогреватели от повышения давления в трубной системе, выполнить байпасные линии диаметром 20 мм для сброса части воды из трубной системы ПВД в питательный трубопровод помимо запорной задвижки на выходе.

На байпасной линии последовательно по ходу питательной воды установить вентиль с ручным приводом и два обратных клапана. Запорный вентиль при работающей группе ПВД должен быть постоянно открыт и опломбирован в этом положении. Закрытие его производить лишь при выполнении ремонтных работ на ПВД и при проверках плотности трубных систем перед включением подогревателей в работу.

Арматуру байпасных линий подвергать ревизии и ремонту одновременно с прочей арматурой ПВД.

К.5 Обеспечение надежности трубной системы ПВД

К.5.1 Объем повреждений трубной системы подогревателей высокого давления после наработки от 100 до 120 тыс. ч существенно увеличивается. Наблюдаются размывы (утонение стенки) отводов от входного стакана к раздающим коллекторам, коллекторных труб по периферии отверстий под змеевики, износ трубопроводов за дросселирующими шайбами, что создает угрозу безопасной эксплуатации оборудования.

К.5.2 Для предотвращения разрушения элементов трубной системы ПВД необходимо выполнить контроль толщин стенок элементов трубной системы. Проведение УЗД элементов трубной системы ПВД должно выполняться со следующей периодичностью:

- первичную проверку с помощью УЗД толщины стенок входных участков змеевиков ПВД турбоустановок с давлением пара ниже 13,0 МПа (130 кгс/см²) необходимо проводить в объеме 100 % через 12 лет после начала их эксплуатации, а в дальнейшем - в каждый капитальный ремонт турбины, но не реже одного раза в 6 лет;

- первичную и последующие проверки с помощью УЗД толщины стенок входных участков змеевиков ПВД турбин с давлением пара 13,0 МПа (130 кгс/см²) и выше, изготовленных заводом после 1972 г., а также прошедших модернизацию по проекту УралВТИ в условиях электростанций, проводить в объеме 100 % во время капитальных ремонтов, но не реже одного раза в 6 лет.

Контроль следует выполнять в ближайший капитальный ремонт при наработке 100 тыс. ч и при ближайшем вскрытии ПВД, если наработка составляет 120 тыс. ч и более, не допуская наработки более 130 тыс. ч;

Таблица К.2.6

- на энергоблоках мощностью 150 МВт и более контроль элементов трубной системы выполнять в соответствии с таблице К.2.6.

К.5.3 Подлежат замене элементы трубных систем ПВД, толщина стенки которых меньше рассчитанной по формуле

где Р - 0,9 максимального расчетного давления: 38 МПа (380 кгс/см²) для блоков 300 МВт и более, 23 МПа (230 кгс/см²) для блоков 150 и 200 МВт;

D_н - наружный диаметр трубы, мм;

φ - коэффициент ослабления; для прямых и изогнутых труб, не ослабленных отверстиями, принимается равным единице, а для участков труб, ослабленных отверстиями, берется из паспорта сосуда;

[σ] - номинальное допускаемое напряжение: для температур до 200 °С - 14 МПа (140 кгс/см²), до 250 °С - 13,2 МПа (132 кгс/см²), до 275 °С - 12,6 МПа (126 кгс/см²), до 300 °С - 11,9 МПа (119 кгс/см²).

Для уменьшения скорости износа коллекторов разрешается удаление дроссельных шайб из перепускных труб в зоне охладителя конденсата.

К.5.4 Измерение толщины стенок входных участков змеевиков ПВД производится на длине 250 мм с помощью ультразвуковых толщиномеров УТ-92п или других приборов аналогичного назначения.

К.6 Обеспечение надежности корпусов ПВД

К.6.1 Одним из важных элементов конструкции подогревателей высокого давления является фланцевое соединение корпуса, от качества изготовления, монтажа и ремонта которого во многом зависит обеспечение безотказной и безопасной эксплуатации ПВД.

К.6.2 Опыт эксплуатации ПВД, а также результаты расследования аварий показывают, что при эксплуатации и ремонте ПВД допускаются серьезные технологические и организационные нарушения. К их числу относятся следующие:

- выполнение ремонтных работ по замене мембранного уплотнения фланцевого соединения без разработанной технологии;

- реконструкция уплотнения фланцевого соединения с заменой мембранных уплотнении без согласования с заводом-изготовителем;

- отсутствие поузлового контроля качества ремонта ПВД;

- ремонт ПВД не отражается в требуемом объеме в отчетной технической документации.

К.6.3 В целях обеспечения безотказной работы корпусов ПВД предлагается:

- распоряжением по электростанции закрепить на операции ремонта ПВД постоянный ремонтный персонал, в состав которого должны войти дипломированные сварщики, прошедшие дополнительное обучение применительно к сварке конкретных сварных конструкций мембранного уплотнения;

- распоряжением по электростанции утвердить список инженерно-технических работников, закрепленных для руководства работами по мембранным уплотнениям;

- ремонт мембранных уплотнений фланцевого соединения ПВД выполнять только в соответствии с заводской инструкцией по монтажу и ремонту мембранного уплотнения фланцевого разъема ПВД;

- строго контролировать технологию ремонта и порядок опробования и приемки оборудования из ремонта;

- работы по установке и ремонту мембранного уплотнения фланцевого соединения отражать в отчетной технической документации; все случаи разуплотнения фланцевого разъема ПВД по причинам заводского, монтажного, ремонтного или эксплуатационного характера должны фиксироваться и документально сохраняться в паспорте ПВД;

- требования эксплуатационных инструкций, касающихся ПВД, должны с учетом особенностей конструкций мембранных уплотнений отражать:

- условия включения ПВД в работу и скорости подъема давления в корпусах;

- условия регулирования уровня с целью исключения разнотемпературного режима работы верхнего и нижнего фланцев;

- условия, исключающие местные внешние охлаждения отдельных частей мембранного уплотнения;

- качество изоляции фланцевого разъема;

- техническим руководителям электростанций проверять наличие и содержание технической документации на мембранные уплотнения ПВД; прорабатывать с персоналом, обеспечивающим эксплуатацию и ремонт ПВД, эксплуатационные инструкции, циркуляры и решения по эксплуатации и ремонту ПВД, инструкцию по монтажу и ремонту мембранных уплотнений фланцевого соединения ПВД.

К.7 Организация эксплуатации

К.7.1 Для обеспечения надежной эксплуатации ПВД и системы защит необходимо:

- не допускать подачу воды в группу ПВД и работу ПВД без включенных защит по каждому ПВД;

- не допускать внесения изменений в технологические схемы и схемы защит ПВД без согласования с организацией, проектировавшей данную электростанцию;

- все случаи появления свищей в трубной системе фиксировать в технической документации ПВД, ликвидацию дефектов осуществлять в соответствии с инструкциями заводов-изготовителей. Контроль качества сварочных работ в трубной системе целесообразно возложить на одну из специализированных лабораторий металлов;

- осуществлять внутренний осмотр ПВД комиссией, возглавляемой ответственным по надзору, после каждого капитального ремонта, но не реже одного раза в 6 лет. ПВД должны предъявляться для внутреннего осмотра и гидравлического испытания после двух капитальных ремонтов, но не реже одного раза в 12 лет.

К.7.2 В инструкции по обслуживанию турбинного оборудования необходимо внести следующие положения по:

- срокам и порядку проверки защит ПВД, изложенных в настоящем подразделе;

- запрещению подачи воды в ПВД без включения зашиты по повышению уровня;

- действиям персонала при отключениях ПВД;

- скоростям повышения давления в корпусах ПВД, которые не должны превышать 0,06 МПа (0,6 кгс/см²) в минуту при включении ПВД на работающей под нагрузкой турбине. В случае включения ПВД одновременно с пуском турбины скорость повышения давления в корпусах определяется скоростью повышения нагрузки турбины;

- поддержанию уровня конденсата в корпусах ПВД с точки зрения температурного режима фланцевого соединения.

К.7.3 В программу обучения эксплуатационного и ремонтного персонала, обслуживающего ПВД, включить изучение технической документации, указанной в настоящем приложении и требований настоящего стандарта.

Приложение Л

(обязательное)

Предотвращение заражения конденсата кислородом в схеме турбоустановки на участке конденсатор-деаэратор

Надежность работы тепловых электростанций в значительной степени зависит от совершенства подготовки и поддержания качества питательной воды. Поэтому при эксплуатации необходимо соблюдать ряд мер по предотвращению ухудшения качества воды при ее движении по пароводяному тракту.

Одним из участков пароводяного факта на электростанции, на котором могут создаваться условия, ухудшающие качество конденсата (питательной воды), является участок конденсатор-деаэратор. При наличии в воде после конденсатора коррозионно-активных газов, в частности кислорода, трубопроводы и оборудование, расположенные на участке от конденсатора до деаэратора, подвергаются коррозии. Продукты коррозии, выносимые в деаэратор, а оттуда в котел, откладываясь па поверхностях нагрева, создают предпосылки для их повреждения.

Проверка деаэрирующей способности конденсаторов современных турбин показала, что большинство конденсаторов обеспечивает в широком диапазоне их паровых нагрузок, даже при низких температурах охлаждающей воды, глубокую деаэрацию, практически удовлетворяющую установленным нормам по содержанию кислорода в конденсате.

На повышение содержания кислорода в конденсате отработавшего пара оказывают влияние присосы воздуха в паровую часть конденсатора через разъемы ЦНД, неудовлетворительно работающие концевые уплотнения турбины и др. При хорошей деаэрирующей способности конденсатора и достаточной производительности эжектора умеренные присосы практически не оказывают влияния на повышение содержания кислорода в конденсате. Однако при низких паровых нагрузках конденсатора (ниже 50 %) и при температуре охлаждающей воды ниже пределов от 5 до 7 °С чрезмерные присосы воздуха вызывают ухудшение условии деаэрации в конденсаторе и повышение содержания кислорода в выходящем из конденсатора конденсате.

Конденсат греющего пара поверхностных вакуумных ПНД может заражаться кислородом при неудовлетворительной организации отсоса неконденсирующихся газов из корпуса подогревателя.

Наиболее опасным в отношении активного заражения конденсата кислородом воздуха является присос воздуха в трубопроводы конденсата, т.е. непосредственно в воду.

Заражение основного конденсата, прошедшего деаэрацию в конденсаторе, может происходить:

- при подводе в сборник конденсата под уровень конденсата различных потоков зараженного кислородом конденсата (дренаж греющего пара поверхностных ПНД, дренаж из холодильников эжекторов, из сальникового подогревателя, подвод добавочной химически очищенной воды, конденсат от уплотнений питательных насосов, конденсат от системы охлаждения электродвигателя ПЭН и др.);

- через неплотности всасывающего тракта конденсатных насосов и корпусов самих насосов;

- через неплотности всасывающего тракта и корпусов сливных насосов, откачивающих в линию основного конденсата дренаж греющего пара из вакуумных ПНД.

Таким образом, для обеспечения высокого качества конденсата главным требованием является высокая воздушная плотность вакуумной системы турбины.

В целях поддержания высокого качества конденсата на факте от конденсатора до деаэратора целесообразно:

- перенести все вводы дренажей, зараженных кислородом, из сборника конденсата в нижнюю часть парового пространства конденсатора, но в место выше максимального эксплуатационного уровня конденсата.

Выбор места ввода зависит от конструкции трубного пучка конденсатора: ввод должен быть осуществлен в то место корпуса конденсатора, где имеется достаточное расстояние до крайних рядов охлаждающих трубок, через трубу с дефлектором для исключения непосредственного попадания струи конденсата на трубки с одновременным обеспечением разбрызгивания конденсата для лучшей его деаэрации в конденсаторе;

- обследовать все сварные соединения на участке сборник конденсата - конденсатный насос и на трубопроводах дренажа греющего пара от ПНД к сливным насосам и ликвидировать все выявленные неплотности;

- во все фланцевые соединения трубопроводов конденсата, находящиеся под вакуумом, установить прокладки из мягкой резины толщиной от 4 до 6 мм;

- заменить задвижки на всасывающей линии конденсатных и сливных насосов специальной вакуумной арматурой или герметизировать уплотнение штоков существующих задвижек. Для этого необходимо:

а) выполнить гидравлические уплотнения штоков с подводом в фонарь уплотнения конденсата на давление от 0,5 до 0,6 МПа (от 5 до 6 кгс/см²).

Для задвижек с вертикальным расположением штока допускается установка ванн, охватывающих место уплотнения штока, с постоянным подводом воды, обеспечивающим неизменный уровень конденсата в ванне;

б) установить на шток задвижки опорное стальное и поверх него запорное резиновое кольцо толщиной от 10 до 15 мм, обеспечивающее герметичность входного отверстия узла сальника при полностью открытой задвижке и позволяющее перенабивать сальник на работающем оборудовании;

в) установить в уплотнение штока вместе с обычной сальниковой набивкой резиновые кольца (по обе стороны фонаря гидроуправления);

- уплотнить разъемы конденсатных и сливных насосов;

- проверить состояние концевых гидравлических уплотнений конденсатных и сливных насосов, обеспечив поступление в достаточном количестве уплотняющей воды к сальнику;

- для проверки плотности корпуса конденсатных насосов смонтировать байпасы на обратных клапанах насосов. Периодически производить опрессовку насосов давлением конденсата при закрытой задвижке на всасывающей линии;

- на всех поверхностных ПНД, находящихся в нормальной эксплуатации под вакуумом, в зависимости от типа и размеров подогревателя установить устройства для отсоса неконденсирующихся газов. Такие устройства должны быть выполнены на всех ПНД, не имеющих по конструкции трубного пучка специально организованного отсоса воздуха.

Конструктивная разработка устройства производится по месту.

Для эффективного удаления газов из ПНД необходимо на высоте около 150 мм от нормального уровня конденсата установить кольцевой коллектор отсоса с отверстиями по внутренней образующей; отвод газов из коллектора производить в конденсатор.

Каскадный ввод дренажа греющего пара верхнего (по давлению) ПНД должен осуществляться под уровень конденсата через барботажную трубу, что способствует лучшей дегазации конденсата.

Если в системе регенеративного подогрева конденсата установлены смешивающие вакуумные ПНД (один или два), то проведением мероприятии, аналогичных указанным выше, должны быть устранены все неплотности в находящихся под разрежением узлах смешивающих ПНД, а также в трубопроводах конденсата и уплотнениях вала на стороне всасывания конденсатных насосов второго подъема.

Понижение давления после устройств очистки конденсата ниже атмосферного не допустимо.

Для обеспечения бескоррозионного режима на участке конденсатор-деаэратор в процессе эксплуатации оборудования вести контроль содержания кислорода в конденсате.

При обнаружении повышенною содержания кислорода в конденсате должны быть проверены все сборочные единицы, подвергавшиеся герметизации в процессе наладки, и приняты меры по ликвидации мест присосов.

Приложение М

(обязательное)

Проверка гидравлической плотности подогревателей низкого давления турбин

Нарушение гидравлической плотности трубных систем ПНД снижает экономичность турбины и может привести к повреждению ее проточной части.

В целях своевременного выявления и устранения неплотностей в трубных системах ПНД турбин целесообразно:

- проводить гидравлическое опрессовывание трубных систем ПНД подачей воды основными конденсатными насосами перед включением после монтажа, ремонта трубной системы, а так же при обнаружении признаков нарушения герметичности трубных систем (повышенный уровень, либо увеличенное, по сравнению с обычным, открытие регулирующего клапана на сливе), но не реже одного раза в год;

- не допускать эксплуатацию ПНД, если при опрессовывании обнаружатся неплотности трубной системы, превышающие допустимые, указанные в п. 4.

- отключать трубные системы ПНД в них при выявлении недопустимых течей в трубных системах ПНД их и подвергать неплановому ремонту.

- проводить гидравлическое опрессовывание трубных систем ПНД в следующем порядке:

а) на остановленной турбине при работающих конденсатных насосах и отсутствии вакуума в конденсаторе закрыть задвижки на линиях отвода конденсата греющего пара всех ПНД и зафиксировать уровни конденсата в их корпусах по водомерным стеклам и приборам.

б) закрывая задвижку на линии основного конденсата в деаэратор после последнего ПНД, и, в случае необходимости, прикрывая арматуру на линии рециркуляции конденсатных насосов, поднять давление в трубных системах ПНД до рабочего.

Во избежание режима работы конденсатных насосов без расхода и для предотвращения повышения давления в тракте основного конденсата выше допустимого, целесообразно линию рециркуляции не закрывать полностью.

При проведении работ по проверке плотности трубных систем спрессовыванием необходимо контролировать давление по тракту конденсата, не допуская его повышения выше рабочего. В схемах турбин, имеющих блочные обессоливающие установки (БОУ), следить за давлением в корпусах фильтров БОУ;

в) наблюдать за уровнями конденсата в корпусах всех ПНД в течение от 15 до 20 мин, фиксируя их изменение. Подогреватель следует считать неплотным при скорости подъема уровня в корпусе подогревателя 1 см/мин и более.

г) для проверки плотности ПНД, не имеющих запорной арматуры на линиях отвода конденсата, необходимо подготовить специальные линии ревизии диаметром 20 мм из нижней точки корпуса ПНД или из трубопроводов гидрозатвора (рисунок М.1) и установить на них последовательно два запорных вентиля со сливом на воронку. Штуцер отвода конденсата греющего пара, как правило, выступает от 10 до 15 мм над днищем корпуса подогревателя и, при наличии течей, вода будет попадать в линию ревизии.

а) - выполнение ревизии из нижней точки корпуса;
б) - выполнение ревизии из линий до и после гидрозатвора;
1, 2, 3 - варианты мест присоединения линий ревизии

Рисунок М.1 - Установка линий ревизии для контроля плотности ПНД:

Линию ревизии открывать только во время опрессовывания. Если через 5 мин. после открытия линии ревизии течь с расходом 5 л/мин и более будет продолжаться, подогреватель следует считать неплотным.

При вскрытии таких ПНД проверить наличие возвышения штуцера отвода конденсата греющего пара над нижней точкой корпуса и, в случае его отсутствия, наварить специальное кольцо высотой не менее 15 мм. В случае невозможности наращивания штуцера отвода конденсата греющего пара, например на ПНД, встроенных в конденсаторы турбин, линию ревизии выполнить из наиболее удобного места на трубопроводах гидрозатвора ниже врезки сброса;

- указания о периодичности и порядке проверки гидравлической плотности ПНД ввести в местные инструкции по эксплуатации систем регенерации турбин;

- вертикальные теплообменники, используемые в качестве сетевых подогревателей в тепловых схемах конденсационных энергоблоков, спрессовывать аналогично ПНД с использованием воды от сетевых насосов.

Приложение Н

(рекомендуемое)

Методические рекомендации по проведению экспресс-испытаний паровых турбин ТЭС

Н.1 Общие положения

Экспресс-испытания турбин целесообразно проводить для обеспечения грамотной и экономичной эксплуатации и получения данных, необходимых для оценки следующих факторов:

- текущего изменения общей экономичности;

- состояния отдельных элементов и своевременного выявления дефектов;

- качества ремонта (реконструкции) турбины или ее элементов.

Анализ результатов ЭИ позволит обоснованно судить о том, следует ли остановить турбину (или, если это возможно, отключить отдельные элементы установки) для ревизии и устранения дефектов или оставить ее в работе до ближайшего ремонта. При принятии решения сопоставляются возможные затраты на останов, проведение восстановительных работ, недоотпуск электрической (тепловой) энергии и другие с потерями, обусловленными эксплуатацией оборудования с пониженной экономичностью.

Экспресс испытания проводятся силами персонала цехов (групп) наладки в соответствии с программой, утвержденной техническим руководителем электростанции.

Периодичность экспресс-испытаний между ремонтами строго не регламентируется и во многом зависит от состояния турбоагрегата, его наработки, уровня эксплуатации, качества проведения пуско-остановочных операций и других обстоятельств (например, внеочередное испытание следует провести после неудачного пуска с нарушением требований инструкции, аварийным снижением параметров пара и т.д.). Однако в среднем такие испытания рекомендуется проводить каждые три - четыре месяца.

Н.2 Основные принципы, положенные в основу экспресс испытаний

Ввиду того, что в основу экспресс испытаний положен принцип сравнительной оценки изменяющихся показателей работы оборудования, для решения задач, приведенных в разделе 2 настоящих Методических указаний, не следует проводить громоздких по объему и дорогостоящих так называемых балансовых испытаний турбоустановки с высокоточным измерением многочисленных расходов пара и воды и последующим расчетом абсолютных показателей экономичности - удельных расходов тепла (пара). Поэтому в качестве основного критерия изменения общей экономичности турбоагрегата вместо весьма трудоемких в определении удельных расходов тепла (пара) принимается электрическая мощность, достаточно точное измерение которой не представляет большого труда. При этом сравниваются зависимости этой мощности не от расхода свежего пара на конденсационном режиме, как это обычно практикуется, а от давления в контрольной ступени турбины при отключенной системе регенерации (это позволяет исключить влияние режимов и показателей работы регенеративных подогревателей на расположение и характер протекания указанной зависимости и, следовательно, дает возможность провести корректный анализ сравниваемых результатов последующих экспресс испытаний). Если учесть однозначную линейную зависимость давления в контрольной ступени от расхода свежего пара, а также возможность достаточно точного его определения, такой прием позволяет отказаться от организации трудоемкого измерения расхода свежего пара с высокой точностью без увеличения погрешности конечного результата (следует отметить, что при тщательном проведении испытаний с одними и теми же, измерительными приборами и соблюдении настоящих методических рекомендаций надежность и точность полученных результатов будет достаточной и достигать уровня квадратичной погрешности порядка +0,4 %).

Таким образом, об изменении общей экономичности турбоагрегата можно будет судить по результатам сравнения зависимостей электрической мощности от давления в контрольной ступени, полученным в результате последовательно проведенных экспресс испытаний.

Что касается анализа состояния отдельных элементов турбоагрегата, то его основными критериями являются следующие:

- для собственно турбины: внутренний относительный КПД цилиндров, работающих в зоне перегретого пара; диаграмма парораспределения; давление по ступеням;

- для конденсатора: вакуум и температурный напор при одинаковых граничных условиях (расход и температура циркуляционной воды на входе, расход отработавшего пара); переохлаждение конденсата; нагрев циркуляционной воды; гидравлическое сопротивление;

- для регенеративных и сетевых подогревателей: температура нагреваемой воды на выходе, температурный напор, потери давления в паропроводе отбора, переохлаждение конденсата греющего пара.

Н.3 Условия, обеспечивающие надежность результатов экспресс-испытаний и их сопоставимость

Как указано в разделе Н.2 для обеспечения максимальной надежности и точности результатов, а значит, и правильности выводов при проведении последовательных испытаний необходимо выполнить ряд условий, основные из которых следующие.

Н.3.1 Идентичность тепловой схемы и режимных факторов

Во время каждого испытания должны быть надежно отключены все отборы пара от турбины на собственные нужды и деаэратор, закрыты дренажные и продувочные линии, трубопроводы связи с другими установками, трубопроводы подпитки, впрыск охлаждающей воды в промежуточный перегрев и т.д.

При проведении опытов с включенной регенерацией следует соблюдать равенство расходов свежего пара и питательной воды через трубные пучки ПВД. Большое внимание при проведении опытов необходимо уделять поддержанию минимальных отклонений параметров пара от номинальных и средних значений за опыт. Для повышения точности конечных результатов следует строго соблюдать требования к минимальной длительности каждого опыта (в течении 40 мин. стабильного режима) и равной продолжительности каждого режима при последующих испытаниях в целях уменьшения расхождения значений случайных ошибок.

Н.3.2 Идентичность схемы измерений и применяемых приборов

Схема измерений при экспресс испытаниях должна проектироваться таким образом, чтобы параметры пара и воды измерялись в одних и тех же местах с помощью одинаковых приборов, поверенных до и после каждого испытания.

В составе типового перечня находятся следующие применяемые при испытании точки измерения:

- давления: пара до и после стопорного клапана, за регулирующими клапанами, в камерах регулирующей ступени, отборов и перед соответствующими подогревателями, за цилиндрами высокого и среднего давления, перед цилиндром среднего давления (три последних в основном для турбин с промперегревом), пара перед сужающими устройствами измерения расхода, отработавшего пара;

- температуры: пара перед стопорным клапаном, за цилиндрами высокого и среднего давления, перед цилиндром среднего давления (три последних в основном для турбин с промперегревом), в камере и паропроводах производственного отбора; основного конденсата и питательной воды до и после каждого подогревателя и за обводными линиями; циркуляционной воды до и после конденсатора; сетевой воды до и после подогревателей; конденсата греющего пара всех подогревателей (желательно);

- электрической мощности на зажимах генератора;

- расходов: свежего пара и питательной воды, пара отбора на производство, основного конденсата сетевой воды;

- механических величин: положения штоков сервомотора и регулирующих клапанов, угла поворота кулачкового вала.

Применяемые приборы:

Давление среды измеряется с помощью манометров МТИ класса 0,5; вакуум в конденсаторе желательно измерять ртутными вакуумметрами либо вакуумметрами абсолютного давления в комплекте с регистрирующими приборами типа КСУ или цифровыми устройствами. Учитывая специфику ЭИ (см. раздел Н.2), особое внимание следует уделить максимально надежному измерению давления в контрольных ступенях турбины (так как последние выбираются, как правило, в зоне малых давлений, не превышающих значений от 3 до 4 кгс/см², при выборе и установке манометров или мановакуумметров необходимо обеспечить минимальные значения поправок по протоколам поверки и на высоту присоединения, а еще лучше свести последнюю к нулю). Атмосферное давление измеряется с помощью ртутного барометра либо анероида.

Температура среды измеряется в основном термопреобразователями ХК (ХА) в комплекте с потенциометрами КСП (ПИ) или термометрами сопротивления с мостами КСМ, температуру циркуляционной и сетевой воды часто предпочтительнее измерять лабораторными ртутными термометрами с ценой деления 0,1 °С.

Следует отметить, что количество независимых измерений давления и температуры пара до и после цилиндров, работающих в зоне перегретого пара, должно обеспечить надежное определение их внутреннего КПД (так, в частности, по турбине К-300-240 необходимо иметь, как минимум, по две точки измерения температуры и давления свежего пара и пара перед ЦСД, а также по две точки измерения давления и по четыре - температуры пара после ЦВД и ЦСД).

Электрическая мощность измеряется с помощью специально собранной схемы двух ваттметров класса 0,5 (0,2), присоединенных параллельно счетчикам электроэнергии,

Расход пара и воды измеряется штатными расходомерами, поверенными до и после экспресс испытаний. Точность таких измерений вполне достаточна, так как расход при экспресс испытаниях необходим лишь для вспомогательных целей (например, для минимизации расхождений расходов свежего пара и питательной воды, определения тепловой нагрузки подогревателей и т.д.).

Н.4 Программа экспресс испытаний

Поскольку основное влияние на изменение экономичности турбоустановки оказывает состояние проточной части турбины, в качестве основного раздела программы необходимо предусмотреть проведение опытов на конденсационном режиме с полностью отключенной системой регенерации, что исключает влияние отдельных элементов тепловой схемы и режимных условий на уровень экономичности и, следовательно, позволяет выявить влияние лишь собственно турбины. Действительно, при наличии в каждом из последовательно проведенных испытаний с полностью включенной регенерацией различных по значению расхождений между расходами свежего пара и питательной воды и (или) по каким-либо причинам показателей работы отдельных регенеративных подогревателей будет отсутствовать возможность корректного сопоставления результатов испытаний между собой и однозначного определения изменения мощности, обусловленного лишь состоянием проточной части (износом уплотнений, заносом, повреждениями и т.д.) и конденсатора.

Таким образом, первая серия экспресс испытаний турбин любого типа предполагает проведение от 5 до 6 опытов на конденсационном режиме с отключенной системой регенерации (ПВД, деаэратор и два последних ПНД) в диапазоне электрических нагрузок до 25 % номинальной до максимума, допускаемого инструкцией по эксплуатации.

Вторая серия экспресс испытаний состоит также из серии от 5 до 6 опытов на конденсационном режиме в аналогичном диапазоне нагрузок, но при проектной тепловой схеме. Цель выполнения данной серии - сравнение значений электрической мощности (в том числе максимально достигнутой) в последовательных экспресс испытаний с анализом изменения показателей регенеративных подогревателей и конденсатора.

Третья серия экспресс испытаний проводится лишь для турбин с регулируемыми отборами пара. Цель опытов - сравнение характеристик турбоагрегата и его элементов при расходе свежего пара, превышающем максимально допустимый на конденсационных режимах, а также определение показателей экономичности сетевых подогревателей при проектной тепловой схеме. Серия состоит из 3 опытов и включает ориентировочно следующие режимы:

Турбины с регулируемым отбором на теплофикацию

Проводятся 3 опыта при расходах свежего пара максимальном, 90 % и 80 % с минимальным открытием поворотных диафрагм ЧНД (для турбин с двумя выходами Т-отбора, например Т-100-130, включены оба сетевых подогревателя и, возможно, встроенные пучки конденсатора).

Турбины с регулируемыми отборами на теплофикацию и производство

Проводятся 3 опыта при расходах свежего пара максимальном, 90 % и 80 % с включенными регулируемыми отборами и минимальным открытием поворотных диафрагм ЧНД (как и в предыдущем случае, для турбин с двумя выходами Т-отбора включены оба сетевых подогревателя и, возможно, встроенные пучки конденсатора). Значения производственного отбора при этом выбираются с учетом пропускной способности ЧСД.

Н.5 Порядок и условия проведения испытания

Н.5.1 Стабильность режима

От стабильности протекания режима в каждом опыте зависит надежность и точность получаемых результатов. Для обеспечения стабильности рекомендуется соблюдать следующие основные условия:

- каждый опыт проводится при неизменном положении органов парораспределения, что обеспечивается постановкой последних на ограничитель мощности или специальный упор. В некоторых случаях, зависящих от конкретных условий работы системы регулирования, стабильности частоты сети, вида топлива и т.д., необходимость указанных дополнительных мероприятий отпадает;

- не производятся какие-либо переключения в тепловой схеме (за исключением, разумеется, аварийных), которые могут повлиять на значения фиксируемых во время опыта показателей и параметров;

- отключается регулятор «до себя»;

- не допускается разница расходов свежего пара и питательной воды более чем на 10 %;

- не нарушаются пределы допустимых отклонений параметров пара (таблица Н.1).

Таблица Н.1

Н.5.2 Длительность опыта и частота записи показаний

Нормальная длительность опыта составляет порядка 40 мин. установившегося режима турбоагрегата.

Записи в журналах наблюдений осуществляются одновременно каждые 5 мин, электрической мощности - 2 мин. Частота фиксации показаний автоматическими приборами составляет от 2 до 3 мин.

Н.5.3 Контроль хода опыта

Залогом высокого качества испытания является постоянный контроль режима турбоагрегата и его элементов, а также надежности работы схемы измерений.

Оперативный контроль такого рода осуществляется во время опыта по показаниям приборов с использованием следующих критериев, основанных на сопоставлении между собой основных параметров и показателей работы отдельных элементов:

- минимальной разницы расходов свежего пара и питательной воды;

- постоянства параметров свежего пара;

- неизменности степени открытия паровпускных органов турбины.

Важным критерием хода опыта является также логическая увязка между собой и с нормативными или расчетными данными следующих параметров цикла:

- давления пара до и после стопорных клапанов и за открытыми регулирующими клапанами;

- давления пара за закрытыми регулирующими клапанами и в камере регулирующей ступени;

- давления пара по линии процесса расширения;

- давления пара в камерах отборов и перед соответствующими подогревателями;

- температуры по ходу пара, конденсата, питательной и сетевой воды (особенно до и после врезки трубопроводов обвода подогревателей по воде).

Во время испытания его руководитель ведет дневник, в котором фиксируются время начала и конца каждого опыта, его особенности и основные характерные черты, в частности общие показатели режима (мощность, расходы, состояние отдельных элементов схемы, положение арматуры, барометрическое давление и т.д.).

Н.6 Обработка результатов и их анализ

За основу при оценке состояния оборудования принимаются средние из измеренных во время опытов параметров и величин после введения всех необходимых поправок. Для возможности последующего сравнения результатов испытания между собой они приводятся к одинаковым параметрам и номинальным условиям с помощью поправочных кривых завода-изготовителя или кривых содержащихся в типовых характеристиках. Для определения энтальпий пара и последующего расчета внутренних КПД используются I-S-диаграмма для водяного пара и таблицы.

Н.6.1 Характеристики системы парораспределения

Такими характеристиками принято называть зависимости давлений пара за регулирующими клапанами и в камере регулирующей ступени, а также подъема штоков сервомотора и клапанов и (или) поворота кулачкового вала от расхода свежего пара (давления в контрольной ступени).

Для построения таких зависимостей значения давления пересчитываются на номинальное начальное значение давления по формуле

где ρ_о - номинальное давление свежего пара;

ρ_о^оп, ρ_i^оп - давление свежего пара и за клапаном или в камере регулирующей ступени в условиях опыта.

Расход (G) свежего пара в условиях опыта пересчитывается на номинальные начальные параметры пара по формуле

где Т_о^оп и Т_о^н - соответственно температура свежего пара в условиях опыта и номинальная, K.

Указанные графические зависимости показаны на рисунке Н.1.

1 - перед стопорным клапаном; 2 - в камере регулирующей ступени;
3, 4, 5 и 6 - 1-й, 2-й, 3-й и 4-й регулирующие клапаны

Рисунок Н.1 - Характеристики системы парораспределения

Для анализа кривых на рисунке Н.1 используются следующие показатели:

- значение суммарной потери давления (Δρ) на трассе стопорный клапан - полностью открытый регулирующий клапан (обычно не превышает пределов от 3 до 5 %);

- соответствие очередности открытия регулирующих клапанов заводской диаграмме или данным испытаний однотипных турбин (при анализе правильности настройки системы парораспределения следует иметь в виду, что более пологое протекание линии давления за каким-либо клапаном при последующем испытании может быть вызвано износом сопл соответствующего сегмента, а более крутое - уменьшением их сечения, например вследствие завальцовки; давление за закрытым клапаном должно равняться давлению в камере регулирующей ступени);

- зависимость подъема штока сервомотора (поворота кулачкового вала), протекающая плавно, без изломов и площадок (наличие последних указывает на нарушение формы статической характеристики).

Н.6.2 Зависимости давлений пара по ступеням от давления в контрольной ступени

Данные зависимости, используемые для оценки возможных изменений в проточной части турбины, анализируются в основном по результатам опытов с отключенной регенерацией. Эти зависимости можно также сравнивать и по результатам опытов с включенной регенерацией, однако ввиду того, что в этом случае опытные значения должны быть скорректированы с учетом возможного несоответствия расходов свежего пара и питательной воды и характеристик регенеративных подогревателей по каждому из испытаний, данные опытов этой серии для анализа состояния проточной части практически не используются.

Сравниваемые значения давления для турбин с промперегревом должны быть приведены к номинальному значению температуры свежего пара (ступени до промперегрева) и пара после промперегрева (ступени ЦСД и ЦНД) по формулам:

(при поддержании значений температуры близкими к номинальным этими поправками можно пренебречь).

Большое значение для надежности оценки результатов испытаний имеет выбор контрольной ступени (см. раздел Н.2). Как правило, в качестве контрольной выбирается ступень в зоне низких давлений, так как, во-первых, из-за отсутствия заноса проточной части в этой зоне и относительно больших зазоров проходные сечения этих ступеней достаточно стабильны во времени и, во-вторых, при фиксации давлений в этой ступени во время опытов можно обеспечить большую точность отсчета показаний манометра. При проведении испытания обычно фиксируются значения давления практически во всех камерах регенеративных отборов, а окончательный выбор контрольной ступени осуществляется лишь после тщательного анализа графических зависимостей давления в остальных ступенях от давления в ступенях, которые предполагается использовать в качестве контрольных (такие зависимости в соответствии с формулой Флюгеля практически прямолинейны и направлены в начало координат).

В таблице Н.2 представлены ступени проточной части турбин основных типов, которые обычно используются в качестве контрольных.

Таблица Н.2

При анализе графического материала рекомендуется принимать во внимание следующее:

- совпадение вышеперечисленных зависимостей при последовательных испытаниях свидетельствует об отсутствии существенных изменений проходных сечений проточной части;

- более крутое расположение линий по отношению к полученным по предыдущим испытаниям свидетельствует о солевом заносе либо о местном повреждении соплового аппарата;

- более пологое протекание линий указывает на увеличение зазоров (исключая вариант сравнения результатов до и после промывки).

Н.6.3 Внутренний (относительный) КПД цилиндров, работающих в зоне перегретого пара

Значения внутренних КПД цилиндров рассчитываются с помощью общепринятых формул по результатам опытов с включенной и отключенной системой регенерации, часть которых проводится при полном открытии всех или нескольких групп регулирующих клапанов.

Как показано в литературе, на значение внутреннего КПД цилиндра турбины влияют в основном следующие факторы: характеристика системы парораспределения (давление за регулирующими клапанами, потери при их полном открытии, значения перекрытия); давления по проточной части; состояние лопаточного аппарата и протечки через надбандажные и диафрагменные уплотнения и разъемы диафрагм и цилиндров. Однако если влияние двух первых факторов на изменение значения КПД в период между последовательными испытаниями может быть, хотя бы приблизительно, оценено с помощью I-S-диаграммы и расчетных данных по проточной части (по изменению отношения U/C_о), то способы непосредственного контроля внутрицилиндровых протечек, к сожалению, отсутствуют и об изменении их значения приходится судить лишь по результатам косвенных измерений, в частности температуры за контролируемым отсеком турбины. Температура пара, протекающего через внутренние уплотнения, существенно выше температуры пара, проходящего через сопловой и лопаточный аппараты, поэтому при тех же условиях с увеличением зазоров в уплотнениях в период эксплуатации температура пара (а, следовательно, и энтальпия) на выходе из цилиндра будет превышать исходную на все большое значение (соответственно будут снижаться значения внутреннего КПД, рассчитанные по параметрам, измеренным до и после цилиндра).

Ввиду того, что при включенной регенерации часть высокотемпературных протечек помимо лопаточного аппарата сбрасывается в соответствующие подогреватели, температура пара после цилиндра будет ниже, а следовательно, значение внутреннего КПД последнего больше аналогичных значений в опытах с отключенной регенерацией. Исходя из этого, по значению расхождения внутренних КПД, полученных в опытах с включенной и отключенной регенерацией во времени, можно судить об изменении «плотности» проточной части соответствующего цилиндра турбины.

В качестве иллюстрации на рисунке Н.2 показано изменение внутренних КПД ЦВД и ЦСД турбин К-300-240 во времени (ч), по результатам испытаний.

Таким образом, как показывает анализ результатов многочисленных испытаний турбин разных типов, наиболее характерными причинами снижения внутренних КПД турбин или их цилиндров являются:

- повышенное дросселирование в системе парораспределения;

- увеличение зазоров в проточной части по сравнению с расчетными значениями;

- несоответствие проходных сечений расчетным;

- наличие заноса проточной части, влияющего на значение профильных потерь и отношение U/C_о;

- износ и повреждение элементов проточной части.

1 и 2 - система регенерации соответственно включена и отключена

Рисунок Н.2 - Изменение внутренних КПД ЦВД и ЦСД

Н.6.4 Эффективность системы регенерации и сетевых подогревателей

Эффективность системы регенерации характеризуется значениями температуры питательной воды и конденсата за каждым подогревателем, показываемыми на графиках в зависимости от значений расхода свежего пара или давления в контрольной ступени.

При понижении температуры воды после подогревателя по сравнению с предыдущим испытанием следует, прежде всего, определить зависимость температурного напора подогревателя (недогрева относительно температуры насыщения) от удельной тепловой нагрузки или от расхода свежего пара (давления) в контрольной ступени и сравнить ее с нормативной или расчетной. Причинами повышения температурного напора могут явиться следующие факторы:

- высокий уровень конденсата в корпусе;

- размыв подпорных шайб между ходами воды;

- загрязнение поверхности трубок;

- «завоздушивание» корпусов подогревателей вследствие повышенных присосов воздуха и неудовлетворительной работы системы отсоса воздуха и т.д.

Если температурный напор соответствует норме, то необходимо сопоставить значения давления пара в подогревателе и соответствующей камере турбины, т.е. определить гидравлическое сопротивление паропровода. Причинами увеличения последнего может, в частности, явиться повышенное дросселирование в запорном органе или обратном клапане.

При выяснении причин недогревания воды за подогревателем, снабженным обводной линией, следует убедиться в плотности последней. Это особенно важно при анализе работы ПВД, которые снабжены трубопроводами группового обвода с быстродействующими клапанами, плотность которых зачастую бывает нарушена.

Сетевые подогреватели в составе современных турбоустановок со ступенчатым подогревом сетевой воды стали практически неотъемлемой частью турбины, оказывая существенное влияние на ее экономические показатели. При анализе эффективности их работы применяются те же критерии и приемы, что и для регенеративных подогревателей, однако, учитывая многообразие режимов сетевых подогревателей (возможное разрежение в паровом пространстве, более низкое качество воды по отношению к конденсирующемуся пару и т.д.), особое внимание при анализе их состояния следует уделять воздушной плотности, наличию отложений на внутренних поверхностях трубного пучка и соответствию поверхности теплообмена расчетному значению (в частности, количеству заглушённых трубок).

Н.6.5 Эффективность конденсатора

Основным параметром, характеризующим эффективность конденсатора при заданных паровой нагрузке (расходе отработавшего пара), расходе охлаждающей воды и ее температуре на входе, является вакуум (давление отработавшего пара), фактические значения которого сравниваются с результатами предыдущих испытаний.

При повышенных значениях вакуума необходимо провести тщательную проверку состояния конденсационной установки, что сводится в основном к анализу значений отдельных компонентов, определяющих температуру насыщения (Т_s) соответствующую фактическому вакууму, по формуле (Н.5):

где T_l и ΔT - температура охлаждающей воды на входе в конденсатор и ее нагрев;

δT - температурный напор конденсатора, определяемый как разность температур насыщения и охлаждающей воды на выходе.

Температура охлаждающей воды перед конденсатором при прямоточной системе водоснабжения является так называемым внешним фактором, который определяется в основном лишь гидрологическими и метеорологическими условиями, а при оборотной системе существенно зависит также и от эффективности водоохлаждающих установок, в частности градирен (поэтому в последнем случае следует проверить охлаждающую способность такой установки и ее соответствие нормативным данным).

Другим компонентом, влияющим на вакуум, является нагрев охлаждающей воды, который при заданной паровой нагрузке зависит от расхода охлаждающей воды. Увеличение нагрева воды свидетельствует о недостаточном ее расходе, причинами чего могут быть увеличенное гидравлическое сопротивление вследствие загрязнения трубок и (или) трубных досок посторонними предметами, илистыми и минеральными отложениями, ракушками и прочим, а также снижение по какой-либо причине подачи циркуляционных насосов, неполное открытие арматуры, уменьшение сифонного эффекта и т.д.

Одной из причин ухудшения теплообмена в конденсаторе может быть также образование тонкого слоя минеральных или органических отложений на внутренней поверхности трубок, который не вызовет заметного повышения гидравлического сопротивления и поэтому не может быть обнаружен по росту последнего. О влиянии этого фактора можно судить лишь с помощью анализа основного интегрального показателя состояния охлаждающей поверхности - температурного напора [третьего слагаемого в формуле (Н.5)].

Температурный напор конденсатора (как и практически любого теплообменного аппарата) представляет собой, как и общий коэффициент теплопередачи, наиболее полный и универсальный критерий эффективности процесса передачи тепла от отработавшего пара к охлаждающей воде. При этом следует учитывать, что в отличие от коэффициента теплопередачи, который не может быть получен путем непосредственных измерений, а лишь с помощью громоздких расчетов, температурный напор определяется достаточно просто и поэтому широко используется в эксплуатации.

На температурный напор конденсатора влияют практически все основные факторы, характеризующие условия эксплуатации и состояние отдельных элементов конденсационной установки: паровая нагрузка, температура и расход охлаждающей воды, воздушная плотность вакуумной системы, состояние поверхности трубок, количество заглушённых трубок, эффективность работы воздухоудаляющих устройств и др. Для анализа причин роста температурного напора при заданных расходе охлаждающей воды, ее температуре на входе и паровой нагрузке конденсатора анализируется каждый из перечисленных факторов и показателей:

- воздушная плотность вакуумной системы - с помощью измерения количества воздуха, отсасываемого из конденсатора;

- состояние поверхностей трубок, наличие видимого заноса - по значению гидравлического сопротивления, визуально, вырезкой образцов; - сокращение суммарной поверхности охлаждения - по количеству заглушённых трубок;

- эффективность работы воздухоудаляющего устройства - путем определения рабочих характеристик эжекторов.

На рисунках Н.3 - Н.6 показаны упомянутые зависимости для конденсаторов 300-КЦС-1 и 200-КЦС-2 ЛМЗ.

Зависимость гидравлического сопротивления конденсатора, т.е. перепада давления между его напорными и сливными патрубками Δρ_к, от расхода охлаждающей воды W представляет собой параболическую кривую, постоянный коэффициент которой увеличивается с ростом степени загрязнения (рисунок Н.7).

Следует заметить, что для проведения анализа эффективности конденсатора, а также регенеративных и сетевых подогревателей практически не требуется организации каких-либо серьезных измерений сверх штатного объема и необходимо лишь обеспечить их достаточную точность путем периодической калибровки.

а - расход охлаждающей воды 36000 м³/ч;
б - расход охлаждающей воды 25000 м³/ч

Рисунок Н.3 - Зависимость вакуума в конденсаторе 300-КЦС-1 (ρ₂) от паровой
нагрузки (G₂) и температуры охлаждающей воды (t₁^в)

а), б) - см. рисунок Н.3

Рисунок Н.4 - Зависимость температурного напора в конденсаторе 300-КЦС-1
(δt) от паровой нагрузки (G₂) и температуры охлаждающей воды (t₁^в)

а) - расход охлаждающей воды 25000 м³/ч;
б) - расход охлаждающей воды 17000 м³/ч

Рисунок Н.5 - Зависимость температурного напора в конденсаторе 200-КЦС-2
(δt) от паровой нагрузки (G₂) и температуры охлаждающей воды (t₁^в)

Рисунок Н.6 - Зависимость нагрева охлаждающей воды в конденсаторе 300- КЦС-1
(Δt) от паровой нагрузки (G₂) при расходе охлаждающей воды 36000 м³/ч

Рисунок Н.7 - Зависимость гидравлического сопротивления конденсатора 300-КЦС-1
(Δρ_к) от расхода охлаждающей воды (W)

Н.6.6 Оценка изменения общей экономичности турбоагрегата

Основным критерием, используемым при оценке изменения экономичности, как указывалось выше, является графическая зависимость электрической мощности от давления в контрольной ступени, полученная по результатам испытаний турбоагрегата на конденсационном режиме с отключенной системой регенерации (в процессе обработки опытных данных эта характеристика так же, как и давления по проточной части, предварительно строится в зависимости от давления в нескольких ступенях, после совместного анализа которых производится окончательный выбор контрольной ступени - см. раздел Н.6.2).

Для построения зависимости опытные значения электрической мощности приводятся к постоянным параметрам пара, принятым в качестве номинальных, и вакууму в конденсаторе с помощью, заводских поправочных кривых либо поправок, содержащихся в типовых энергетических характеристиках (ТЭХ):

где  - электрическая мощность, измеренная при испытании;

ΣΔN - суммарная поправка.

На рисунке 8 в качестве примера показаны зависимости электрической мощности турбины К-300-240 от давления в камерах V и VI отборов (последнее эквивалентно давлению в ресиверах за ЦСД) при отключенной системе регенерации по данным двух последовательно проведенных испытаний.

Как видно из рисунка Н.8, значения изменения электрической мощности ANT, полученные на основании графического сравнения зависимостей от давлений в двух вышеупомянутых ступенях, практически совпадают, что свидетельствует о достаточной надежности полученных результатов.

Рисунок Н.8 - Зависимость электрической мощности турбины К-300-240 (N_т) от
давления в контрольных ступенях (в камере V отбора и за ЦСД) при отключенной
системе регенерации

Общее значение изменения мощности можно также представить в виде суммы отдельных составляющих, определяемых расчетным путем:

где  - изменение мощности, вызванное соответствующим изменением внутреннего КПД цилиндров, работающих в зоне перегретого пара;

 - изменение мощности, обусловленное прочими факторами, главным образом протечками через концевые уплотнения и неплотности разъемов цилиндров, обойм и диафрагм, неплотностью арматуры на дренажных и продувочных линиях, изменением внутреннего КПД цилиндров, работающих в зоне влажного пара, и др.

Значение  можно оценить по изменению внутреннего КПД цилиндра с учетом его доли в общей мощности турбоагрегата и обратного по знаку компенсирующего влияния его на мощность последующего цилиндр. Например, при увеличении внутреннего КПД ЦСД турбины К-300-240 ХТГЗ на 1 % изменение общей мощности турбоагрегата  достигнет приблизительно 0,70 МВт, так как изменения мощностей ЦСД и ЦНД составят соответственно плюс 1,22 и минус 0,53 МВт.

Что касается значения , то определить его с достаточной точностью практически невозможно, однако следует иметь в виду, что его составляющая, связанная с возможным изменением внутреннего КПД цилиндров, работающих во влажном паре, как правило, весьма незначительна (если, конечно, исключить заметные повреждения), так как абсолютные зазоры по проточной части достаточно велики, а относительные вследствие значительной высоты лопаток малы, что обусловливает достаточную сохранность уплотнений во времени и, следовательно, малое влияние их состояния на экономичность. Поэтому основной составляющей не учитываемого изменения мощности являются неконтролируемые протечки пара через неплотности элементов цилиндра и запорной арматуры. Значения этих протечек и определяют главным образом расхождение значений изменения мощности турбины, найденного непосредственно по результатам испытаний и рассчитанного по изменению внутренних КПД цилиндров, работающих во влажном паре.

Большое значение для оценки экономичности и нагрузочных возможностей турбоагрегата имеет определение его максимальной электрической мощности при проектной тепловой схеме. В качестве основного критерия, ограничивающего перегрузку турбины по пару и, следовательно, определяющего максимальную электрическую мощность, используется, как правило, значение давления в камере регулирующей ступени, указываемое в инструкции по эксплуатации и технических условиях на поставку. В качестве примера в таблице П.3 приведены максимальные значения электрической мощности турбины К-300-240-2 ЛMЗ.

Таблица П.3

В некоторых случаях дополнительно ограничиваются значения давления в других камерах по проточной части, например в линии холодного промперегрева и перед ЦНД (в частности, последнее для турбин К-500-240 и К-800-240 не должно превышать 3 кгс/см³).

Причинами, лимитирующими максимальную электрическую мощность, являются также предельно допустимые значения вакуума в конденсаторе и температуры выхлопного патрубка турбины.

Прочими факторами, ограничивающими электрическую мощность, являются показатели, характеризующие состояние турбины и ее отдельных систем и элементов (вибрация, подъем клапанов, относительные расширения и др.), а также «внешние» условия со стороны котла и вспомогательного оборудования.

Максимальная электрическая мощность определяется из опытов при проектной тепловой схеме и параметрах пара и воды, минимально отличающихся от проектных. Если при сравнительном анализе результатов последовательных испытаний выяснится, что мощность уменьшилась, то для выяснения причин этого необходимо сопоставить показатели, характеризующие эффективность всех элементов турбоустановки (см. разделы Н.6.1 - Н.6.5), и в случае их расхождения попытаться количественно оценить влияние их изменений на значение максимальной электрической мощности с помощью данных соответствующих ТЭХ.

Окончательные результаты ЭИ представляются в двух видах - табличном и графическом.

В таблицах указываются все параметры и показатели, характеризующие состояние турбоагрегата при каждом из проверенных режимов, пересчитанные в случае необходимости на номинальные условия (см. разделы Н.6.1, Н.6.2 и Н.6.6).

Основные из них следующие:

- давление свежего пара до и после стопорных клапанов, за регулирующими клапанами, в камерах и ступенях турбины и перед подогревателями регенеративными и сетевыми; вакуум в конденсаторе;

- температура свежего пара, пара промперегрева, питательной воды, конденсата и сетевой воды за соответствующими подогревателями, охлаждающей воды до и после конденсатора;

- расход свежего пара, питательной воды, конденсата основного и сетевых подогревателей, сетевой воды;

- электрическая мощность на зажимах генератора.

По вышеупомянутым табличным данным строятся графические зависимости следующих параметров установки от давления в контрольных ступенях:

- давления:

а) за регулирующими клапанами (также и от расхода свежего пара);

б) в камерах отборов и ступенях турбины;

в) перед подогревателями;

- температуры питательной воды и конденсата;

- внутреннего КПД цилиндров, работающих в зоне перегретого пара (также от расхода свежего пара);

- электрической мощности на зажимах генератора.

От расхода пара в конденсатор строятся зависимости нагрева охлаждающей воды, температурного напора и вакуума в конденсаторе. Такие характеристики регенеративных и сетевых подогревателей, как температурный напор, а также потери давления в трубопроводах греющего пара, могут быть построены в зависимости от их тепловой нагрузки.

Приложение П

(рекомендуемое)

Нормативные характеристики конденсационных установок

П.1 Настоящие нормативные характеристики предназначены для нормирования, планирования и контроля технического состояния конденсационных установок в процессе эксплуатации. Они составлены на основании обобщения результатов двух - трех тепловых испытаний однотипных конденсационных установок турбин во всем диапазоне сезонного изменения температуры охлаждающей воды и при изменении в рабочем диапазоне всех остальных определяющих режим конденсационных установок величин (паровой нагрузка, расхода охлаждающей воды и др.). Испытания проводились на отлаженных конденсационных установках, проработавших после монтажа и пуска турбоагрегатов более 4000 - 5000 ч, при практически чистых поверхностях охлаждения конденсаторов. Воздушная плотность вакуумной системы перед проведением испытания обеспечивала нормальную работу турбоустановки с одним воздухоудаляющим устройством.

П.2 Нормативные характеристики конденсационных установок содержат графики зависимости температурного напора δt и давления отработавшего пара ρ₂ от паровой нагрузки конденсатора D₂ и температуры охлаждающей воды t_1в (рисунки П.1 и П.2). Указанные зависимости приведены для двух значений расхода охлаждающей воды - номинального и около 0,7 номинального, в характеристиках конденсаторов теплофикационных турбин дополнительно включены также графики для расхода охлаждающей воды около 0,5 номинального значения, учитывая малую паровую нагрузку конденсатора в оросительный период и, соответственно, больший диапазон уменьшения расхода охлаждающей воды для оптимизации режима турбоустановки.

Рисунок П.1 - Температурный напор конденсатора К-15240 ПОAT ХТЗ в зависимости
от расхода пара D₂ и температуры охлаждающей воды t_1в
(при номинальной расходе охлаждающей воды W = 34800 м³/ч)

Рисунок П.2 - Давление в конденсаторе Н-15240 ПОAT ХТЗ в зависимости от
расхода пара D₂ и температуры охлаждающей воды t_1в
(при номинальном расходе охлаждавшей воды W = 34800 м³/ч)

В зоне малых паровых нагрузок (50 % и ниже) и низких температур охлаждающей воды, в основном при режимах, характерных для турбин типа П, Т и ПТ, в течение отопительного сезона характер зависимости температурного капора от паровой нагрузки меняется: температурный напор сохраняется практически постоянном с понижением нагрузки (рисунок П.1) или даже возрастает при значительном ее понижении вследствие увеличения размеров вакуумной зоны турбоагрегата, а также, соответственно, присосов воздуха и влияния характеристики устройства удаляющего воздух.

Нормативные характеристики включают в себя также зависимость гидравлического сопротивления конденсатора от расхода охлаждающей воды (рисунок П.5) и сетку поправок к мощности турбины зависит от давления в конденсаторе (см. рисунок П.3).

Для турбин типа Т непосредственное определение паровой нагрузки конденсатора по значению давления в контрольной ступени невозможно. Поэтому в характеристики включены вспомогательные графики для определенна расхода отработавшего пара турбины.

Рисунок П.3 - Поправки к мощности турбины К-300-240 ПОAT ХТЗ
на изменение давления в конденсаторе

Примечание - Средняя поправка к мощности при изменении ρ_в на ±1 кПа (~0,01 кгс/см²)
±3340 кВт в пределах, ограниченных линиями I - I и II - II.

Рисунок П.4 - Температурный напор в конденсаторе К2-3000-2 ПОAT ХТЗ в
зависимости от расхода пара D₂ и температуры охлаждающей воды t_1в
(при номинальном расходе охлаждающей воды W = 34800 м³/ч)

Рисунок П.5 - Гидравлическое сопротивление конденсатора Н-15240 ПОАТ ХТЗ
в зависимости от расхода охлаждающей воды

П.3 По измеренным или определенным рекомендованными выше способами основным параметрам (паровой нагрузке, температуре входящей охлаждающей воды и расходу охлаждающей воды) по зависимости δt = f(S₂, t_1в) определяется нормативный температурный напор. С ним и сравнивается температурный напор, определенный по данным эксплуатационных измерений. Поскольку нормативные графики даны для двух значений расхода охлаждающей воды, значения температурного напора для расхода охлаждающей воды, отличающегося от расходов, для которых построены, нормативные графики, определяется линейной интерполяцией.

При высоких температурах охлаждающей воды (от 20 до 25 °С) температурный напор слабо зависит от ее расхода, при низких температурах охлаждающей воды влияние ее расхода более существенно.

Нормативное значение гидравлического сопротивления конденсатора находится по соответствующему графику для фактически измеренного (или определенного расчетом по балансу конденсатора) расхода охлаждающей воды.

Сетка поправок на вакуум позволяет оценить снижение мощности турбоустановки при заданном расходе пара, вызванное повышением давления отработавшего пара в эксплуатации ело сравнению с нормативным). Изменение мощности определяется по кривой для расхода отработавшего пара, к которому относятся рассматриваемые данные эксплуатационного контроля. Для турбин типа К изменение мощности, отнесенное к мощности на зажимах генератора, измеренной при проведении эксплуатационного испытания, по абсолютному значению равно относительному изменению удельного расхода тепла турбоустановкой (удельного расхода топлива энергоблоком), но имеет обратный знак (см. таблицу П.1).

Таблица П.1

Приложение Р

(рекомендуемое)

Методические рекомендации по тепловому расчету поверхностных конденсаторов мощных паровых турбин

Р.1 Общие положения

Р.1.1 Поверхностные конденсаторы паровых турбин представляют собой, как правило, кожухотрубные теплообменные аппараты с пучком горизонтальных гладких трубок, внутри которых протекает охлаждающая вода, а на наружной поверхности конденсируется отработавший пар, поступающий из турбины. Охлаждаемые водой конденсаторы с профилированными (волнистыми) трубками, находящиеся на стадии изучения и не применяющиеся для серийно выпускаемых паровых турбин, а также воздушные конденсаторы, применяющиеся для паровых турбин в исключительных единичных случаях, здесь не рассматриваются.

Конденсатор и его вспомогательные устройства (воздушные, конденсатные и циркуляционные насосы) должны обеспечивать практически полную конденсацию отработавшего пара при разных режимах работы установки и достаточно низких давлениях отработавшего пара, задаваемых по условиям экономичности турбоагрегата, прием при пуске, останове и нормальных режимах работы энергоблока сбросного пара и дренажей из других устройств и требуемое качество конденсата.

Р.1.2 Особенности условий конденсации пара в конденсаторах паровых турбин определяются в основном:

- относительно большими скоростями парового потока на входе его в трубный пучок, обусловленными необходимостью более компактного размещения большой поверхности охлаждения;

- наличием в поступающем паре примеси неконденсирующихся газов, содержание которых определяется главным образом присосом воздуха через неплотности в вакуумной системе турбоагрегата;

- конденсацией пара, содержащего примесь неконденсирующихся газов, при низкой давлении (вакууме), поддержание которого обеспечивается вакуумными насосами, удаляющими газы (воздух) из парового пространства конденсатора.

Р.1.3 Распределение локальных тепловых нагрузок в трубном пучке конденсатора характеризуется значительной неравномерностью, обусловливаемой условиями поступления в трубный пучок отработавшего пара из турбины, а главное, указанными в п. Р.2.1 особенностями условий его конденсации.

Необходимость обеспечения при большой поверхности охлаждения малого по сравнению с давлением пара в конденсаторе падения его давления в трубном щитке требует увеличения протяженности свободного для доступа пара периметра трубного сучка и приводит к усложнению его конфигурации. А поскольку, кроме того, поле давлений и скоростей парового потока уже на выходе из выхлопного патрубка турбины неоднородно, распределение пара, поступающего в трубный пучок, характеризуется обычно значительной неравномерностью.

По мере продвижения парового потока в глубь трубного пучка объемный расход пара из-за его конденсации уменьшается, причем относительное уменьшение объемного расхода пара, как правило, значительно больше, чем уменьшение живого сечения трубного пучка, вследствие чего скорость потока также уменьшается по пути его движения, тогда как концентрация воздуха в паре (паровоздушной смеси) при этом растет. И то, и другое приводит к уменьшению интенсивности конденсации пара и соответственно к уменьшению местных значений удельной паровой нагрузки. На это накладывается еще влияние натекания конденсата с вышележащих трубок на нижележащие.

При малой скорости парового потока, относительно небольшом расходе стекающего конденсата и ламинарном течении конденсатной пленки на трубках натекание конденсата может приводить в зоне малой еще концентрации воздуха в паре к уменьшению интенсивности теплоотдачи с паровой стороны в результате увеличения толщины и термического сопротивления пленки. Однако при быстро движущемся паре, а также при большом расходе натекающего конденсата термическое сопротивление плевки конденсата в результате возмущения ее течения (волнообразования, турбулизации) снижается по сравнению с термическим сопротивлением ламинарной пленки и интенсивность теплоотдача возрастает.

Р.1.4 Вследствие наличия в паре примеси воздуха конденсация его сопровождается наряду с переносом теплоты, движущей силой которого является разность температур пара (паровоздушной смеси) и стенки трубок, также переносом вещества (массы), движущей силой которого является разность парциальных давлений (концентраций) пара в основной массе смеси и на поверхности раздела парогазовой и жидкой фаз. По мере уменьшения на пути движения потока пара в трубном пучке его скорости и роста концентрации воздуха в паре (паровоздушной смеси) относительная роль указанных двух процессов изменяется: влияние на интенсивность конденсации пара переноса теплоты уменьшается, а переноса массы возрастает.

При низком давлении пара в конденсаторе и высокой степени его конденсации, близкой к 100 %, даже при весьма малом обычно начальном содержании воздуха в паре (концентрации его порядка от 10^-4 до 10^-5) на определенной части пути потока пара в трубном пучке, примыкающей к стороне выхода воздуха с остаточным паром из трубного пучка, наблюдается быстрый рост концентрации воздуха, достигающей, в удаляемой из конденсатора паровоздушной смеси от 30 до 50 %. На этой части пути наблюдается также снижение температуры пара вследствие снижения его парциального давления.

Р.1.5 В результате влияния на процесс конденсации снижения скорости пара и роста концентрации содержащегося в нем воздуха в конденсаторе образуются по пути движения пара две основные характерные зоны поверхности охлаждения, отличающиеся одна от другой условиями теплообмена с паровой стороны (рисунок Р.1):

- зона интенсивной конденсации пара, в которой его температура сохраняется практически неизменной, а локальные значения коэффициента теплопередачи и тепловой нагрузки, наибольшие на стороне входа пара в трубный пучок, снижаются по пути движения пара из-за уменьшения коэффициента теплоотдачи с паровой стороны по мере уменьшения скорости пара и повышения концентрации воздуха;

- зона охлаждения паровоздушной смеси, характеризующаяся относительно низкими и слабо изменяющимися локальными значениями коэффициента теплопередачи и тепловой нагрузки (при определенных условиях наблюдается некоторое их возрастание к концу этой зоны).

Вследствие отмечавшейся выше неравномерности распределения поступающего в трубный пучок конденсатора пара действительное распределение местных значений коэффициента теплопередачи и удельных тепловых нагрузок в пучке является более сложным, но указанное выше разделение поверхности охлаждения конденсатора на две характерные зоны правильно отражает существенную особенность процесса конденсации в нем пара, объясняющую изменение показателей работы конденсатора при изменении режимных условий.

а) - в зависимости от удельной паровой нагрузки d_к и температуры охлаждающей воды t_1в;
1 - d_к = 4,17 г/(м²∙с) и t_1в = 11 °С; 2 - d_к = 7,2 г/(м² с) и t_1в = 11 °С; 3 - d_к ≥ 9,7 г/(м²∙с) и t_1в = 24 °С;
б) - в зависимости от количества проникающего в конденсатор воздуха G_в (d_к = 10 г/(м²∙с) и t_1в = 17,3 °С);
4 - G_в = 12 г/с; 5 - G_в = 4,42 г/с; 6 - движение пара; l, L - текущая и полная длина пути пара в трубном
пучке; q - удельная тепловая нагрузка

Рисунок Р.1 - Распределение местных тепловых нагрузок по ходу паровоздушной смеси в конденсаторе

Граница между двумя зонами поверхности охлаждения не является стабильной, а перемещается в том или ином направлении при изменении режима работы и состояния конденсатора. Ее положение зависит от совокупного влияния паровой нагрузки конденсатора, расхода и температуры охлаждающей воды, степени частоты поверхности охлаждения, расхода воздуха, проникающего в вакуумную систему турбоагрегата, количества включенных воздушных насосов и их совмещенной характеристики. Доля поверхности, приходящаяся на зону охлаждения паровоздушной смеси, может при некотором сочетании указанных выше факторов (например, при большой паровой нагрузке и высокой температуре охлаждающей воды) приближаться к нулю, а при другом их сочетании (например, пониженной паровой нагрузке, низкой температуре охлаждающей воды, повышенном присосе воздуха) - возрастать за счет соответствующего увеличения или уменьшения доли поверхности, приходящейся на зону интенсивной конденсации пара (см. рисунок Р.1).

Р.2 Показатели работы конденсатора

Р.2.1 Перемещение границы, т.е. перераспределение поверхности охлаждения между двумя ее основными зонами, существенно отражается на значениях всех внешних показателей работы конденсатора. Чем больше доля поверхности, приходящаяся на зону охлаждения паровоздушной смеси, и соответственно меньше доля зоны интенсивной конденсации пара, тем меньше, как правило, средний коэффициент теплопередачи конденсатора, отнесенный к его полной поверхности, включающей в себя обе зоны. Исключением является лишь случай снижения расхода (скорости) охлаждающей воды, когда размеры зоны интенсивной конденсации пара растут, но снижение интенсивности теплоотдачи с водяной стороны поверхности охлаждения влечет за собой уменьшение среднего коэффициента теплопередачи.

При уменьшении размеров зоны интенсивной конденсации пара уменьшается обычно и падение давления пара в трубном пучке (от входа в него отработавшего пара до выхода удаляемой паровоздушной смеси), или паровое сопротивление конденсатора. К наиболее значительному уменьшению падения давления пара в трубном пучке может приводить увеличение присосов воздуха в результате влияния при этом двух действующих в одинаковом направлении факторов повышения давления пара в конденсаторе, приводящей к уменьшению его удельного объема и скоростей в зоне интенсивной конденсации пара, и уменьшения размеров этой зоны. В случае снижения температуры охлаждающей воды давление пара в конденсаторе становится меньшим, а его удельный объем и скорости растут, но вследствие уменьшения размеров зоны интенсивной конденсации пара падение давления в трубном пучке обычно не увеличивается, а даже становится меньшим.

Р.2.2 Поскольку из турбины в конденсатор поступает, как правило, влажный насыщенный пар (исключением являются режимы работы установки при холостом ходе или очень малых нагрузках турбины, когда отработавший пар может быть перегретым), давление пара на входе в трубный пучок конденсатора может быть определено по его температуре (°С):

где t_1в - температура поступающей в конденсатор охлаждающей воды, °С;

Δt - нагрев охлаждающей воды в конденсаторе, К;

δt - конечный температурный напор (недогрев охлаждающей воды до температуры отработавшего пара), К. Нагрев (перепад температур) охлаждающей воды определяется из теплового баланса, и составляет (К):

где t_2в - температура уходящей из конденсатора охлаждающей воды, °С;

D_к - расход поступающего в конденсатор пара, кг/с;

Δh_к - разность энтальпий отработавшего пара и конденсата, кДж/кг;

G_о - расход охлаждающей воды, кг/с;

С_ж - Удельная теплоемкость воды, кДж/(кг∙К);

m = G_o/D_к - кратность охлаждения.

Р.2.3 Температурный напор (конечный) является при заданных значениях поверхности охлаждения конденсатора F (м²) и расходе охлаждающей воды G_о (кг/с) функцией среднего коэффициента теплопередачи конденсатора К. Средний коэффициент теплопередачи [Вт/(м²∙К)] относится обычно к средней логарифмической разности температур пара а охлаждающей вода, т.е.

где (Р.2.4)

Из (С.2.1), (С.2.2) и (С.2.3) следует, что

где

Р.2.4 Приведенное выше определение среднего коэффициента теплопередачи к, как видно из пп. Р.1.4 и Р.1.5, не вытекает из реальных условий переноса теплоты в конденсаторах турбин, сопровождающегося переносом массы и изменением в зависимости от режимных условий роли более активной зоны поверхности охлаждения (зоны интенсивной конденсации пара), тогда как коэффициент к по уравнению (Р.2.3) относится к разности температур пара и воды и к полной поверхности F, включающей в себя и зону охлаждения паровоздушной смеси. Такое определение К является лишь общепринятым при инженерных расчетах условным приемом, с учетом которого обрабатываются обычно результаты испытаний промышленных конденсаторов.

Замена уравнения (Р.2.4) уравнением для средней логарифмической разности температур, включающей в себя различные начальную (t_к) и конечную (t_сж) температуры пара (паровоздушной смеси), не уточняет определение среднего коэффициента теплопередачи для конденсаторов турбин, так как снижение температуры охлаждаемой среды в конденсаторе определяется в основном не отводом от нее теплоты, представляющей собой главным образом теплоту фазового перехода, а снижением парциального давления пара при охлаждении паровоздушной смеси.

Нельзя также уточнить определение среднего коэффициента теплопередачи конденсатора при инженерных расчетах, пользуясь эмпирическими соотношениями для среднего коэффициента теплоотдачи с паровой стороны поверхности охлаждения а_n, подсчитывавшегося по полученным из испытаний с помощью уравнений (Р.2.3) и (Р.2.4) и значений к путем вычитания из общего термического сопротивления R = 1/K суммы термических сопротивлений R_c.в = R_c + R_в, где R_c - термическое сопротивление стенки трубок и R_в - термическое сопротивление со стороны охлаждающей воды. Отмеченная выше условность принятого определения к приводит и к условности полученной указанным способом величины R_c.в, оказывающейся при этом зависящей не только от условий теплоотдачи с паровой стороны, а от всех факторов, влияющих на к, в том числе определяющих интенсивность теплоотдачи с водяной стороны и состояние поверхности охлаждения, а также от точности оценки величины R_c.в, не измеряющейся при испытаниях конденсатора. Использование условного среднего коэффициента теплоотдачи а_n, не уточняя расчет, приводит лишь к усложнению его при ручном счете (расчет должен при этом выполняться методом итераций).

Р.2.5 Для конденсатора турбины , как и для других поверхностных тепло-обменных аппаратов, требуемая для заданных условий поверхность теплообмена F тем меньше, чем больше средний коэффициент теплопередачи к. Но при решении задачи повышения к для конденсатора турбины необходимо учитывать взаимосвязь работы конденсатора с работой воздушного насоса (группы насосов).

Наряду с уравнением (Р.2.1) можно (см. рисунок Р.2) определить давление отработавшего пара в конденсаторе и как

где ρ_н - давление на стороне всасывания воздушного насоса, кПа;

Δρ - падение давления пара в трубном пучке конденсатора, кПа.

Чем меньше ρ_н и Δρ, тем меньше р_к и больше при прочих равных условиях средний коэффициент теплопередачи к.

При данном расходе воздуха, содержащегося в удаляемой из конденсатора паровоздушной смеси, давление на стороне всасывания воздушного насоса ρ_н тем меньше, чем ниже температура смеси t_см (или меньше содержание пара в отсасываемой насыщенной смеси).

1 - конденсатор; 2 - воздушный насос; 3 - коллектор паровоздушной смеси

Рисунок Р.2 - Схема отсоса паровоздушной смеси из конденсатора

Значения t_см и падения давления Δρ соизмеримого в конденсаторах турбин с давлениями ρ_н и ρ_к, зависят от условий теплообмена в конденсаторе, определяющих, в частности, распределение поверхности F при каждом режиме на зоны интенсивной конденсации и охлаждения паровоздушной смеси.

Р.2.6 Специфичная для вакуумного конденсатора тесная взаимосвязь его работы с работой воздушного насоса не позволяет при заданном давлении отработавшего пара ρ_к существенно уменьшить с целью повышения среднего коэффициента теплопередачи поверхность охлаждения F за счет уменьшения мало активной зоны охлаждения паровоздушной смеси, на которую приходится незначительная доля передаваемой в конденсаторе теплоты, так как уменьшение этой зоны влечет за собой увеличение t_см и ρ_н. Та же причина приводит к требованию, чтобы интенсификация теплоотдачи с паровой стороны поверхности охлаждения конденсатора не сопровождалась значительным ростом его парового сопротивления Δρ, что приводит, в частности, к необходимости ограничения скоростей пара в трубном пучке;

Р.2.7 Сложность рабочего процесса конденсаторов затрудняет их строгий тепловой расчет и отыскание оптимальной компоновки их поверхности охлаждения.

Строгий метод теплового расчета конденсаторов, который позволил бы определить как необходимую при различных условиях поверхность охлаждения F, так и сравнительную эффективность различных компоновок поверхности охлаждения, требует правильного задания распределения поступающего в трубный пучок пара как по периметру, так и по длине последнего и достаточно точного учета изменения по пути движения пара всех основных условий тепло- и массообмена в трубном пучке, а соответственно, и локальных значений коэффициента теплопередачи и тепловых нагрузок.

Пространственная неоднородность распределения скоростей и основных параметров пара (паровоздушной смеси) и отсутствие достаточных данных для количественной оценки совместного влияния на локальные коэффициенты тепло- и массоотдачи скорости пара (смеси), натекания конденсата и примеси неконденсирующихся газов сильно затрудняют, однако, выполнение строгого теплового расчета конденсаторов. Предложенные методы расчета, основывающиеся на схематизации и упрощении картины течения пара и лишь приближенно учитывающие изменение условий конденсации пара по пути его движения в трубном пучке, могут применяться при расчетных исследованиях и позволяют получить полезные качественные данные о влиянии различных режимных и конструктивных факторов на теплопередачу в конденсаторах, но они не могут пока широко применяться при решении текущих практических задач. Для решения последних сохраняют свое значение инженерные методы теплового расчета поверхностных конденсаторов, основывающиеся на применении условного среднего коэффициента теплопередачи к, определяемого с помощью уравнений (Р.2.3) и (Р.2.4).

Р.2.8 Зависимость среднего коэффициента теплопередачи к от конструктивных и режимных факторов устанавливается по опытным данным, подученным при испытаниях промышленных конденсаторов.

Основными факторами, влияние которых учитывается при установлении эмпирической зависимости для коэффициента теплоотдачи, являются: температура и скорость охлаждающей воды, число ходов воды и состояние (чистота) поверхности охлаждения. Вводятся также поправки на материал толщину стенки трубок, размеры и паровую нагрузку конденсатора.

Изменение любого из перечисленных факторов приводит к перераспределению поверхности охлаждения между зонами интенсивной конденсации и охлаждения паровоздушной смеси, что влечет за собой и изменение температуры паровоздушной смеси, поступающей в воздушный насос. Поэтому влияние всех этих факторов является взаимосвязанным. Так, например, чем ниже температура охлаждающей воды и соответственно меньше доля поверхности охлаждения, приходящаяся при данной паровой нагрузке на зону интенсивной конденсации пара, тем меньше влияние изменения скорости воды на средний коэффициент теплопередачи конденсатора, отнесенный ко всей его поверхности охлаждения. Влияние скорости и температуры охлаждающей воды зависит также от состояния (чистоты) поверхности охлаждения.

Загрязнение поверхности охлаждения конденсатора, уменьшение теплопроводности материала и увеличение толщины стенок трубок приводят к увеличению термического сопротивления стенок трубок (включая отложения на них), но влияние этого на средний коэффициент теплопередачи частично компенсируется увеличением при этом зоны интенсивной конденсации пара, вследствие чего оно оказывается меньшим, чем при учете влияния только роста термического сопротивления стенки.

Средний коэффициент теплопередачи конденсатора к зависит, помимо прочего, от присосов воздуха в вакуумную систему турбоагрегата, типа и значения подачи обслуживающих конденсатор воздушных насосов. Примесь в паре воздуха независимо от того, проникает ли он в вакуумную систему турбоагрегата до конденсатора, в самом конденсаторе или за ним (на тракте конденсатор - воздушный насос), оказывает влияние на коэффициент теплопередачи как непосредственно в результате изменения локальных коэффициентов теплопередачи с паровой стороны поверхности охлаждения, зависящих от концентрации воздуха в паре (смеси), так и косвенно в результате изменения в зависимости от расхода и температуры отсасываемого воздуха давления на стороне всасывания воздушного насоса, приводящего к изменению распределения поверхности охлаждения между зонами интенсивной конденсации пара и охлаждения паровоздушной смеси.

Р.2.9 Эмпирические зависимости для к устанавливается обычно по результатам промышленных испытаний конденсаторов, проводившихся при присосах воздуха, не выходящих за пределы, считающиеся допустимыми по правилам эксплуатации турбоагрегатов. Формула для К, приводимая в разд. Р.4, основывается на результатах испытаний конденсаторов с поверхностью охлаждения в одном корпусе до 15000 м² и учитывает, по возможности, отмеченную выше взаимозависимость влияния на к различных факторов.

Влияние на к изменения паровой нагрузки конденсатора при прочих равных условиях из-за противоположного при этом влияния изменения размеров двух зон поверхности охлаждения и изменения значений ρ_н и Δρ в пределах паровых нагрузок от 50 до 100 % номинальной незначительно. Поэтому влияние изменения паровой нагрузки ориентировочно учитывается в приведенной ниже формуле с помощью корректирующего множителя только для области более низких нагрузок, при которых обычно более заметным оказывается влияние на к увеличения размеров вакуумной зоны в турбине и связанного с этим увеличения присосов воздуха.

Учесть в эмпирических зависимостях для к влияние повышенных (превышающих допустимые значения) присосов воздуха при номинальных или близких к ним условиях работы конденсатора не представляется пока возможным из-за недостаточности имеющихся данных (можно лишь для прикидочных оценок принимать, что при отсасывании воздуха пароструйными эжекторами вызванное увеличением присосов воздуха повышение давления в конденсаторе Δρ_к составляет от 0,4 до 0,6, в среднем 0,5 от повышения давления на стороне всасывания эжекторов Δρ_н при соответствующем увеличении расхода отсасываемого ими сухого воздуха.

Р.2.10 Эмпирические зависимости для среднего коэффициента теплопередачи конденсатора применяются при инженерных расчетах, задачей которых является:

- определение при проектировании, в том числе при оптимизации параметров конденсационной установки или комплексной оптимизации низкопотенциального комплекса турбоагрегата (ЦНД турбины конденсационная установка - система водоснабжения), требуемых для различных условий размеров поверхности охлаждения и других основных конструктивных размеров конденсатора;

- построение расчетным путем эксплуатационных характеристик конденсатора, т.е. определение температурного напора δt и давления отработавшего пара ρ_к, обеспечиваемых данным конденсатором при различных режимных условиях.

Р.2.11 Расчет конденсатора для однозначно заданных условий или ограниченного числа возможных вариантов расчетных условий требует относительно небольшого объема вычислений. Объем последних очень сильно возрастает при оптимизации конструктивных размеров и номинальных параметров конденсатора, а тем более всего низкопотенциального комплекса турбоагрегата, включающего в себя выхлопную часть турбины, конденсационную установку и систему водоснабжения. Поэтому методика расчета конденсатора описывается ниже применительно как к ручному счету с соответствующими для этого случая числовыми примерами, так и к расчетам на ЭВМ.

Р.3 Определения

Р.3.1 Однокорпусные и многокорпусные конденсаторы различается «телом отдельных корпусов, в которых размещена вся поверхность охлаждения.

Р.3.2 Поперечные и аксиальные конденсаторы различаются направлением оси корпуса (корпусов) относительно оси турбины - по нормали к ней или параллельно оси турбины соответственно.

Р.3.3 Подвальными называются конденсаторы, устанавливаемые под ЦНД турбины. Отработавший пар поступает в них по одному или нескольким выхлопным патрубкам через нижнюю (расположенную ниже горизонтального разъема) часть ЦНД. В некоторых случаях подвальные конденсаторы аксиального типа имеют расположенные по обе стороны турбины несколько смещенные относительно ее оси параллельно расположенные корпуса, в которые пар поступает также через нижнюю половину ЦНД.

Боковыми называются конденсаторы, корпуса которых устанавливаются на одной отметке турбины или немного ниже ее и присоединяются к выхлопным патрубкам, по которым отработавший пар поступает как из нижней, так и ив верхней половин ЦНД.

Р.3.4 Одноходовые и многоходовые конденсаторы различаются числом ходов со стороны охлаждающей воды.

Р.3.5 Однопоточные и двухпоточные конденсаторы различаются числом потоков охлаждающей воды, имеющих независимые подвод и отвод и допускающих их отключение. В двухпоточном конденсаторе любой из двух потоков монет быть отключен без останова турбины; но со снижением ее нагрузки относительно номинальной.

Р.3.6 Регенеративные и не регенеративные конденсаторы различаются соответственно наличием и отсутствием проходов для части пара, поступающего из турбины, в область парового пространства под трубным пучком для догрева стекающего из трубного пучка переохлажденного конденсата до температуры насыщения отработавшего пара. Современные конденсаторы выполняются, как правило, регенеративными.

Р.3.7 Секционированный конденсатор отличается, тем, что он разделен с паровой стороны на секции, через которые последовательно протекает охлаждающая вода и в которых устанавливается разное давление пара, возрастающее в направлении от первой секции со стороны входа охлаждающей воды к секции, находящейся на стороне выхода воды из конденсатора. Секции могут располагаться в одном или различных корпусах конденсатора.

Р.3.8 Поверхность охлаждения (м²) конденсатора (секции) - суммарная поверхность всех конденсаторных трубок с наружной (паровой) стороны между внутренними плоскостями основных трубных досок:

где d_н - наружный диаметр трубок, мм;

l - активная длина трубок (между трубными досками), м²

N - общее число трубок в конденсаторе (секции).

Для секций обозначения F и N дополняются индексами, показывающими номер секции (например, F^I, F^II и N^I, N^II)

Р.3.9 Паровая нагрузка (кг/с) конденсатора (полная) - суммарный расход отработавшего пара, поступающего в конденсатор из главной турбины и паровых приводов вспомогательных механизмов ΣD_всп:

Пар, образующийся при вскипании сбрасываемых в конденсатор горячих дренажей, как правило, не учитывается при определении D_к вследствие незначительности его расхода по сравнению с D₂.

При отсутствии сбросов в главный конденсатор отработавшего пара турбоприводов D_к = D₂.

Р.3.10 Тепловая нагрузка (кДж/с) конденсатора (полная) - суммарное количество теплоты, отдаваемой конденсирующимся паром охлаждающей воде в единицу времени:

где Δh_к = h¹₂ - h_к (Р.3.4)

и h¹₂ = (D∙h + ΣD_всп)/D_к (Р.3.5)

h¹₂ - средневзвешенная энтальпия поступающего в конденсатор пара, кДж/кг;

h_к - энтальпия конденсата, кДж/кг;

h₂ - энтальпия отработавшего - пара главной турбины, КДж/кг;

h_всп - энтальпия отработавшего пара турбоприводов вспомогательных механизмов, кДж/кг.

При определении (Q_i для i-й секции в уравнении (Р.3.4) следует подставлять h¹₂, и h_кi. Можно, однако, принимать одинаковое (среднее) значение Δh_К для всех секций.

При отсутствии сбросов отработавшего пара турбоприводов

h¹₂ = h₂

Полная тепловая нагрузка (кДж/с) может определяться также как

где С_ж - удельная теплоемкость воды, равная 4,19 кДж/(кг∙К);

G_о - расход охлаждающей воды, кг/с.

Р.3.11 Удельные паровая [г/м²∙с] и тепловая (Вт/м²) нагрузки конденсатора относятся к единице поверхности охлаждения и составляют соответственно:

Р.3.12 Давление (кПа) в конденсаторе (секции) - среднее абсолютное давление отработавшего пара на расстоянии около 1 м над верхним краем трубного пучка. При измерениях ртутными приборами определяется как

где Н - абсолютное давление, мм рт. ст. (при 0 °С.)

Р.3.13 Температура конденсации t_к - температура насыщенного водяного пара при давлении ρ_к; связана с начальной температурой охлаждающей воды, нагревом последней и конечным температурным напором уравнением (Р.2.1).

Р.3.14 Охлаждение (К) паровоздушной смеси - разность температуры конденсации и температуры отсасываемой воздушным насосом из конденсатора паровоздушной смеси t_см:

Р.3.15 Кратность охлаждения - отношение расходов охлаждающей воды и отработавшего пара:

Р.3.16 Нагрев (К) охлаждающей воды - приращение температуры охлаждающей воды в конденсаторе (секции):

где t_1в, t_2в - средние массовые температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор (секцию) и выходе из него.

Величины, относящиеся к отдельным секциям, отмечаются соответствующими индексами.

Р.3.17 Коэффициент теплопередачи конденсатора (секции) - условный средний коэффициент теплопередачи, отнесенный к средней логарифмической разности температур отработавшего пара к охлаждающей воды. Определяется по опытным данным с помощью уравнений (Р.2.3) и (Р.2.4), при расчетах - по эмпирическим зависимостям от режимных условий [см. уравнение (Р.4.1)].

Р.3.18 Температурный напор (конечный), К - разность температуры конденсации и температуры охлаждающей вода на выходе из конденсатора:

Температурный напор связан с коэффициентом теплопередачи и нагревом охлаждающей воды уравнением (Р.2.5).

Р.3.19 Скорость воды (м/с) - средняя скорость охлаждающей воды в конденсаторных трубках:

z - число ходов охлаждающей воды;

ρ_ж - плотность воды, кг/м³;

d_вн - внутренний диаметр трубок, мм.

Р.3.20 Паровое сопротивление (кПа) конденсатора - падение давления пара (паровоздушной смеси) в трубном пучке конденсатора:

Р.3.21 Гидравлическое сопротивление конденсатора - падение давления охлаждающей воды, вызванное трением и местным сопротивлением в конденсаторе (см. разд. Р.6).

Р.3.22 Присосы воздуха G_в (г/с) - расход сухого воздуха, проникающего через неплотности в вакуумную систему турбоагрегата и содержащегося в паровоздушной смеси, поступающей в воздушные насосы.

Примечание - Количество неконденсирующихся газов, поступающих в конденсатор с паром, на ТЭС, как правило, весьма мало по сравнению с присосами воздуха в вакуумную систему.

Р.3.23 Коэффициент частоты а - множитель в эмпирической формуле для среднего коэффициента теплопередачи конденсатора (см. п. Р.4.1), с помощью которого учитываются состояние трубок (наличие отложений на их внутренней и наружной поверхности), а также теплопроводность материала трубок и толщина их стенки.

Р.3.24 Коэффициент заполнения трубной доски - отношение площади, занятой трубками F_T, к полной площади трубной доски конденсатора F_д:

P.4 Коэффициент теплопередачи конденсатора

Р.4.1 При инженерных тепловых расчетах конденсаторов применяются, как правило, эмпирические зависимости коэффициента теплопередачи от основных режимных факторов (см. разд. Р.2).

Рекомендуется определять коэффициент теплопередачи (Вт/(м² К) по формуле:

где а - коэффициент чистоты;

Ф_w, Ф_t, Ф_z, Ф_в - множители, учитывающие влияние скорости охлаждающей воды, ее температуры, числа ходов воды и удельной паровой нагрузки конденсатора соответственно.

Множители Ф в формуле (Р.4.1) учитывают взаимосвязанность влияния различных факторов.

Р.4.2 Для современных конденсаторов стационарных паровых турбин, выполненных с учетом указаний, изложенных в разд. Р.10, при начальных температурах охлаждающей воды до 45 °С, скоростях ее w от 1 до 2,5 м/с и удовлетворении изложенных в разд. Р.7 требований к воздушной плотности

где при х/а ≤ 0,6

при х/а > 0,6

при t_1в ≤ 35 °С

при 35 < t_1в < 45 °С

При расчетной (номинальной) паровой нагрузке конденсатора D_к^ном принимается понимается Ф_δ = 1. При паровых нагрузках, отличающихся от номинальной.

P.4.3 При расчете вновь проектируемого конденсатора, когда значение d_к еще не известно, для обычных расчетных условий, которым отвечает d_к < 20 (м³∙с), можно принимать в уравнении (Р.4.4), что в = 0,42.

Если конденсатор рассчитывается на повышенное давление ρ_к (от 20 до 25 кПа), следует для определения в предварительно задаться значением d_к. В случае значительного расхождения полученного из расчета и предварительно принятого значений d_к следует соответственно уточнить значение в и повторить расчет.

Р.4.4 Поскольку степень загрязнения поверхности охлаждения конденсатора, материал и толщина стенки трубок являются факторами, определяющими одну и ту же величину - термическое сопротивление стенки трубок (включая отложения на ней), влияние всех этих факторов учитывается в формуле (Р.4.1) с помощью коэффициента чистоты, определяемого как произведение а = а_с × а_м, где а_с зависит от ожидаемого состояния поверхности охлаждения и а_м - от материала и толщины стенок.

Рекомендуется принимать следующие значения множителя а_с:

- при прямоточном водоснабжения и слабо минерализованной воде (при содержании в ней органических примесей - хлорированной) а_с - в пределах от 0,85 до 0,90;

- при оборотном водоснабжении с водохранилищем-охладителем (исключая случаи повышенной карбонатной жесткости воды) а_с - в пределах от 0,80 до 0,85;

- при оборотном водоснабжении, повышенной карбонатной жесткости подпиточной воды и химической обработке последней или циркуляционной воды а_с - в пределах от 0,75 до 0,80.

В случаях применения эффективных методов непрерывной очистки трубок значения а_с могут приниматься от 0,85 до 0,9 и при более низком качестве охлаждающей воды (например, при оборотных системах водоснабжения).

Толщина стенки трубок из медесодержащих сплавов составляет в отечественных конденсаторах, как правило, 1 мм, для трубок из нержавеющей стали и титана она может снижаться примерно до 0,7 мм.

Толщина стенки трубок больше 1 мм применяется лишь в единичных случаях. Значения множителя а_с для трубок из разных материалов и с разной толщиной стенки приведены в таблице Р.1.

Таблица Р.1

Р.4.5 В приложении Р.1 приведен график для определения значений коэффициента теплопередачи по формуле (Р.4.1) латунных трубок при числе ходов воды в конденсаторе z = 2 и коэффициенте чистоты а = 0,8 в зависимости от значения  и температуры охлаждающей воды t_1в.

При числе ходов воды, отличающемся от двух, значение коэффициента теплопередачи, найденное на рисунке Р.11.1, следует умножить на Ф_z [формула (Р.4.6)]. При числе ходов воды z = 1 можно воспользоваться также приложением Р.1, относящимся к латунным трубкам и а = 0,8. Пример расчета коэффициента теплопередачи в конденсаторе приведен в п. Р.5.7.

Р.5 Расчет поверхности охлаждения конденсатора

Р.5.1 Для определения требуемой поверхности охлаждения, числа и длины трубок конденсатора должны быть заданы:

При отыскании оптимальных параметров конденсационной установки или низкопотенциального комплекса турбоагрегата, включающего в себя ЦНД турбины, конденсационную установку и систему технического водоснабжения, ряд величин, перечисленных выше, относится к числу искомых и для некоторых из них задаются возможные пределы их изменения. Расчеты производятся при этом для различных вариантов, и окончательный вариант выбирается с учетом изменения приведенных затрат на конденсационную установку и связанные с ней элементы энергоблока.

Р.5.2 Требуемая для заданных условий (или рассматриваемого варианта) поверхность охлаждения конденсатора определяется по формуле

Энтальпия h'₂ или разность энтальпий Δh_к принимается по данным теплового расчета турбины, значение δt_cp.п подсчитывается по уравнению (Р.2.4), коэффициент теплопередачи К - по уравнению (Р.4.1).

При предварительных расчетах можно принимать следующие значения Δh_к (кДж/кг):

Для турбин ТЭС с начальными давлениями пара от 9,0 до 16,0 МПа, не имеющих промежуточного перегрева пара 2200 - 2250.

Для турбин ТЭС с начальными давлениями 23,5 МПа и промежуточным перегревом пара 2300 - 2350.

Для турбин АЭС с давлением насыщенного пара от 6,0 до 7,0 МПа и паровым промежуточным перегревом 2200 - 2250.

Р.5.3 Отвечающие заданным условиям и найденному значению поверхности охлаждения F число трубок N и их длина l определяются по формулам:

Р.5.4 Площадь (м²) трубной доски (поперечного сечения корпуса) конденсатора составляет согласно уравнению (Р.3.15):

При предварительных расчетах можно принимать для ориентировочной оценки F_А значение К_тд ≈ 0,25.

Р.5.5 Полученные по расчету значения l и F_д могут оказаться по каким-либо соображениям (компоновки оборудования, размещения конденсатора или др.) не подходящими. В таких случаях следует, изменяя некоторые из исходных величия (диаметр трубок, число ходов или скорость охлаждающей воды или др.), произвести расчеты заново до получения желаемого результата.

Требуемая длина трубок при прочих равных условиях приблизительно пропорциональна их диаметру в первой степени, скорости воды в степени от 0,65 до 0,80 (при расчетных t_1в в пределах от 12 до 22 °С) и обратно пропорциональна кратности охлаждения и числу ходов воды.

Изменение числа ходов воды и диаметра трубок влечет за собой кроме изменения l также и заметное изменение гидравлического сопротивления конденсатора. Чем больше число ходов воды и меньше диаметр трубок, тем больше гидравлическое сопротивление. Поэтому при увеличении числа ходов воды обычно целесообразно увеличение и диаметра трубок. В одноходовом конденсаторе можно уменьшить требуемую длину трубок, если принять меньший их диаметр.

Допустимое уменьшение диаметра трубок ограничивается в основном эксплуатационными соображениями (возможностью образования в них отложений и шлама, попадания посторонних тел). Для стационарных установок рекомендуется применять трубки с внутренним диаметром не менее 17 мм, а в более крупных конденсаторах - не менее 22 мм,

Р.5.6 Допустимые пределы изменения скорости охлаждающей воды в трубках зависят от ее качества и материала трубок.

Поскольку увеличение скорости воды приводит к повышению затрат электроэнергии на ее перекачку, расчетная скорость воды при номинальном ее расходе не должна превышать значений, обоснованных технико-экономическими расчетами (они находятся обычно в пределах от 1,8 до 2,0 м/с).

В условиях эксплуатации может быть целесообразным по экономическим соображениям снизить расход воды по сравнению с номинальным при низких ее температурах. Однако при этом скорость воды должна быть не менее 1,0 - 1,3 м/с (в зависимости от содержания в ней взвешенных примесей) во избежание быстрого заиления трубок, особенно при трубках из медноникелевых сплавов или нержавеющих сталей, более подверженных коррозии под отложениями.

Р.5.7 Пример 1. Требуется определить коэффициент теплопередачи, поверхность охлаждения, число и длину трубок конденсатора для следующих условий:

Множитель а_м, учитывающий влияние на коэффициент теплопередачи материала трубок, в соответствии с Р.4.4 принят равным 0,95, тогда коэффициент чистоты а = 0,85 × 0,95 = 0,808.

Согласно указаниям разд. С.4 находим коэффициент теплопередачи. По формулам (Р.4.3) и (Р.4.2):

х = 0,12 × 0,808 × (1 + 0,15 × 15) ≈ 0,315

По формулам (Р.4.4) и (Р.4.4а), предварительно задавшись значением d_к = 11,5 г/(м²∙с), находим: в = 0,52 - 0,0072 - 11,5 = 0,437

По формуле (Р.4.6)

Так как расчет ведется для номинальной нагрузки конденсатора, принимаем Ф_δ = 1.

Находим коэффициент теплопередачи по формуле (Р.4.1)

K = 4070 × 0,85 × 0,95 × 0,992 × 0,842 × 1 = 2745 Вт/(м²×К)

Температура отработавшего пара t_K при давлении р_к = 4,4 кПа равна 30,64 °С.

Кратность охлаждения по формуле (Р.3.10):

Нагрев охлаждающей воды по формуле (Р.3.11) составляет при с_ж = 4,19 кДк/(кг.К):

и, соответственно, температура воды на выходе из конденсатора:

t_2в = 15 + 10,7 = 25,7 °С.

Средняя логарифмическая разность температур пара и охлаждающей воды по формуле (Р.2.4):

Требуемая поверхность охлаждения конденсатора по формуле (Р.5.1):

Число трубок в конденсаторе по формуле (Р.5.2) при р_ж = 1000 кг/м³:

Длина трубок (активная) по формуле (Р.5.3).

При заданном значении расхода конденсируемого пара и найденном значении поверхности охлаждения удельная паровая нагрузка оказывается равной 11,3 г/(м²∙с), что практически совпадает с первоначально принятым значением d_к, поэтому расчет можно не повторять.

Поскольку расчет поверхности охлаждения конденсатора, особенно односекционного, при всех заданных исходных параметрах прост и не трудоемок, для его выполнения достаточно применения логарифмической линейки или микрокалькулятора. В тех же случаях, когда требуется производить сравнительные расчеты для большого числа различных вариантов, например при выборе размеров (диаметра, длины) трубок, лучше удовлетворяющих условиям размещения конденсатора, или при оптимизации параметров конденсатора, расчеты могут выполняться для каждого из сопоставляемых вариантов на ЭВМ.

Р.5.8 Пример 2. Требуется определить поверхность охлаждения и число трубок одноходового двухсекционного конденсатора с секциями, расположенными каждая в одном из последовательно включенных по воде двух корпусов, для следующих условий:

Количество пара, поступающего в каждую секцию конденсатора:

После предварительных оценочных расчетов принимаем удельную паровую нагрузку конденсатора d_к = 11,05 г/(м²∙с).

При этом значении d_к поверхность охлаждения каждой секции конденсатора при одинаковом их выполнении находим по формуле (Р.3.6)

Поверхность охлаждения одной трубки по формуле (Р.3.1):

f = π × 28 × 11,5 × 10^-3 = 1,011 м²

Количество трубок в пучке каждой секции

При заданной скорости воды w = 1,9 м/с расход охлаждающей воды, проходящей через трубки каждой секции конденсатора, находится из соотношения (Р.3.13);

G_o = w × ρ_ж × 0,785 × d²_вн × N = 1,9 × 1000 × 0,785 × 10^-6 × 26² × 15735 = 15800 кг/с

Множитель а_м, учитывающий влияние материала трубок на коэффициент теплопередачи, согласно п. Р.4.4 принят равным 0,95. Тогда коэффициент чистоты а = 0,85∙0,95 = 0,808. В соответствии с указаниями разд. Р.4 находим коэффициент теплопередачи в первой секции конденсатора.

По формулам (Р.4.3) и (Р.4.2):

Х^(I) = 0,12 × 0,808(1 + 0,15 × 15) = 0,315;

По формулам (Р.4.4) и (Р.4.4а) при d_к = 11,05 г/(м²∙с) находим:

в^(I) = 0,52 - 0,0072 × 11,05 = 0,440

Так как расчет ведется для номинальной паровой нагрузки, принимаем Ф^(I)_δ = 1

По формуле (Р.4.6):

Находим коэффициент теплопередачи в первой секции конденсатора по формуле (Р.4.1):

k^(I) = 4070 × 0,85 × 0,95 × 0,976 × 0,846 × 0,956 × 1,0 = 2580 Вт/(м²×К)

Кратность охлаждения в каждой секции конденсатора по формуле (Р.3.10):

и соответствующий нагрев охлаждающей воды в каждой секции по формуле (Р.3.11) при с_ж = 4,19 кДж/(кг∙К):

Конечный температурный напор в первой секции конденсатора по формуле (Р.2.5) при

составляет

Температура насыщения отработавшего пара в первой секции конденсатора:

t_k^(I) = t_1в + Δt + δt = 15 + 5,95 + 6,97 = 27,9 °C

а давление пара P_K^(I) соответственно равно 3,76 кПа.

Вторая секция конденсатора

Температура охлаждающей воды на входе во вторую секцию равна температуре охлаждающей воды на выходе из первой секции, т.е.

t_1в^(II) = t_1в + Δt = 15 + 5,95 = 20,95 °С

Находим коэффициент теплопередачи во второй секции конденсатора.

По формулам (Р.4.3) и (Р.4.2)

x^(II) = 0,12 × 0,808 × (1 + 0,15 + 20,95) = 0,402;

По формулам (Р.4.4) и (Р.4.4а), принимая, как к раньше, d_k =11,05 г/(м²∙с), находим

в^(II) = 0,52 - 0,0072 × 11,05 = 0,440;

По формуле (Р.4.6)

Ф_в^(II) для второго корпуса конденсатора тоже равен 1.

При множителе а_т = 0,95 находим коэффициент теплопередачи;

k^(II) = 4070 × 0,85 × 0,95 × 0,970 × 0,922 × 0,964 = 2830 Вт/(м²×К)

При секционировании конденсатора по давлению его секции (корпуса) обычно имеют одинаковые геометрические размеры, т.е. F^(I) = F^(II), l^(I) = l^(I) данном случае, как уже указывалось выше, F^(II) = 15840 м².

Конечный температурный напор во второй секции конденсатора по формуле (Р.2.5) при

составляет

Температура насыщения отработавшего пара во второй секции конденсатора составляет

t_K^(II) = t_1в^(II) + Δt + δt^(II) = 20,95 + 5,95 + 6,14 = 33,0 °С

и, следовательно, давление пара Р_K^(II) = 5,04 кПа

Среднее давление отработавшего пара в двух секциях:

При ступенчатой конденсация за расчетное принимается при одинаковой паровой нагрузке секций среднее арифметическое давление пара для i-й секций или при неравномерном распределении расхода отработавшего пара между секциями конденсатора - средневзвешенное. Полученное в рассмотренном примере среднее значение давления ρ_к.ср достаточно близко совпадает с заданным и расчет можно не повторять. В противном случае расчет должен повторяться при измененных значениях одной или нескольких величин, принимаемых заранее при расчете d_k, G₀, l или др.

Поскольку при расчете секционированного конденсатора используется метод итераций, удобно его выполнять с использованием ЭВМ.

Р.6 Гидравлическое сопротивление конденсатора

Р.6.1 Гидравлическое сопротивление конденсатора Н складывается из сопротивления трубок Н_ТР и сопротивления водяных камер Н_K:

Н = Н_ТР + Н_K.

Величина Н_ТР зависит от внутреннего диаметра и длины трубок, их состояния (степени чистоты), числа ходов воды Б конденсаторе, ее температуры и скорости, величина Н_K - от числа ходов воды, конфигурации и размеров водяных камер, температуры и скорости течения воды.

Поскольку сопротивление водяных камер, включая сопротивление при входе воды из камер в трубки и выходе из них, составляет обычно относительно небольшую долю общего сопротивления конденсатора H, величину Н_K можно приближенно выразить в зависимости от скорости воды в трубках.

Р.6.2 При расчете конденсатора его гидравлическое сопротивление [кПа] рекомендуется определять по слетающей формуле:

где z - число ходов воды в конденсаторе;

l - длина трубок, м;

w - скорость воды, м/с;

а_с - коэффициент состояния (см. п. Р.4.4);

С₀ - множитель, зависящий от внутреннего диаметра трубок d_вн и средней температуры охлаждающей воды t_в.ср (см. таблицу Р.1).

При определении Н в метрах водяного столба постоянный множитель 9,81 в формуле (Р.6.1), а также в приведенной в п. Р.6.4 формуле (Р.6.2) должен быть исключен.

Р.6.3 Зависимость гидравлического сопротивления, отнесенного к одному ходу конденсатора Н/z, от скорости воды и параметра  приведена в приложении Р.3.

Этим графиком можно пользоваться при расчете вместо формулы (Р.6.1). Множитель С₀ при этом берется из таблице Р.1.

Р.6.4 Для секционированного конденсатора при расположении всех секций в одном корпусе используется формула (Р.6.1) при z =1. При размещении же каждой из секций двухсекционного одноходового конденсатора в отдельном корпусе и соединении двух аксиально расположенных корпусов с помощью промежуточной водяной камеры гидравлическое сопротивление определяется по формуле

где i - число секций; индексами «I» и «i» отмечены величины, относящиеся к первой и последней (i-й) секции.

При поперечном расположении корпусов двухсекционного конденсатора, соединенных один с другим по водянок стороне трубопроводами («калачами»), последнее слагаемое в формуле (Р.6.2) принимается равным (0,135 × w^l,5 + H_T),

где H_T - падение давления в соединительных трубопроводах между секциями, подсчитанное обычным методом с учетом их реального выполнения (длины, размеров колен) и расчетной скорости воды.

Р.6.5 Пример 3. Требуется определить гидравлическое сопротивление конденсатора для следующих условий:

Средняя температура охлаждающей воды:

Для этого значения t_в.cp и заданного d_вн = 26 мм находим в таблице Р.1 с_о = 0,051.

Таблица Р.1 - Значения множителя С₀ в формуле (Р.6.1)

По формуле (Р.6.1) находим гидравлическое сопротивление:

или 5,3 м вод. ст.

Если воспользоваться для этой цели графиком приложения Р.3, то при скорости w = 2 м/с и значении параметра

найдем H/z = 26 кПа и соответственно Н = 52 кПа.

Р.7 Количество и подача воздушных насосов

Р.7.1 Поскольку присосы воздуха в вакуумную систему турбоагрегата зависят от ее размеров и состояния, меняющихся в условиях эксплуатации, целесообразно устанавливать не менее двух основных воздушных насосов - рабочего и резервного.

Поддержание заданного давления в конденсаторе при расчетном режиме его работы и расчетном расходе воздуха, проникающего через неплотности в вакуумной системе, должно обеспечиваться при работе одного из воздушных насосов. Суммарная же подача устанавливаемых воздушных насосов должна обеспечивать бесперебойную работу турбоагрегата с номинальной нагрузкой при присосах воздуха, превышающих в определенных пределах расчетные, когда неплотности, вызвавшие повышенные присосы воздуха, не могут быть устранены без останова турбоагрегата.

Удовлетворяющая указанным требованиям подача основных воздушных насосов должна определяться с учетом особенностей эксплуатационных характеристик воздушных насосов разных типов при отсасывании ими смеси, содержащей кроме воздуха остаточный (несконденсировавшийся) пар.

В случае необходимости должны устанавливаться для ускорения создания вакуума при пуске турбоагрегата кроме основных также и специальные пусковые воздушные насосы.

Р.7.2 Подача основных воздушных насосов принимается согласно указаниям пп. Р.7.4 и Р.7.5, исходя из значения наибольших допустимых присосов воздуха G_вн при нормальных условиях, определяемых по ПТЭ или подсчитываемых по формулам

и

где  приводится в кг/с и G_вн - в г/с

Для многокорпусного конденсатора величина  - суммарный расход отработавшего пара, поступающего при расчетном режиме во все корпуса, обслуживаемые общей группой воздушных насосов.

Значения G_вн по ПТЭ или формулам (Р.7.1) и (Р.7.2) относятся к турбоагрегатам энергоблоков, работающих на органическом топливе.

Р.7.3 Для выбора типоразмера или выдачи задания на проектирование воздушных насосов необходимо определить кроме G_вн такие давление и температуру паровоздушной смеси, отсасываемой ими при расчетном режиме работы установки.

Поскольку определение параметров удаляемой из конденсатора паровоздушной смеси расчетным путем наталкивается на значительные трудности, при определении номинальных условий работы воздушного насоса (но не для других целей) можно воспользоваться следующими приближенными соотношениями:

- расчетное давление (кПа) на стороне всасывания насоса:

- расчетная температура (°С) отсасываемой паровоздушной смеси (при пароструйном эжекторе):

где р_k, t_k - расчетные давление и температура отработавшего пара, поступающего в конденсатор, кПа и °С;

t_1в - расчетная температура охлаждающей воды на входе в конденсатор, °С.

Для секционированного конденсатора с каскадным перепуском удаляемой паровоздушной смеси в сторону секции, находящейся на стороне входа охлаждающей воды, в уравнениях (Р.7.3) и (Р.7.4) принимаются значения р_k и t_K, отвечающие указанной секции.

Р.7.4 Для пароструйного эжектора значение температуры t_см.p определяет давление на стороне всасывания P_o.р^(II) при G_в = 0 (в точке 1 характеристики рисунка Р.3,а), равное давлению насыщения водяного пара при этой температуре.

Требуемая объемная производительность пароструйного эжектора, представляющая собой объемный расход отсасываемой паровоздушной смеси, сохраняющийся практически постоянным в пределах рабочего участка характеристики 1 - 2 независимо от t_см (см. рисунок Р.3а)), должна составлять

I - характеристика одного эжектора при расчетном режиме;
II - то же при температуре смеси, превышающей расчетную;
III - совмещенная характеристика двух эжекторов при расчетной температуре смеси;
IV - то же при температуре смеси ниже расчетной; V - сухой воздух.

Рисунок Р.3 - Характеристики пароструйного (а) и водоструйного (б) эжекторов:

Характеристика Р_н - G_в пароструйного эжектора тлеет перегрузочный участок, при переходе на который давление на стороне всасывания резко возрастает, вследствие чего работа его с перегрузкой недопустима, кассовая производительность эжектора, при превышен ш которой он переходит на перегрузочную ветвь его характеристики (участок 2 - 3 на рисунок Р.3,а),должна быть не менее

G^*_в = n × G_вн,

где n - коэффициент запаса, принимают в пределах от 2 до 3.

Установка нескольких, как правило двух, пароструйных эжекторов указанной производительности позволяет при включении всей их группы на параллельную работу предотвратить их перегрузку при росте присосов воздуха до G^I_в = a × G^*_в, где а - число основных эжекторов (см. совмещенную характеристику III, рисунок Р.3,а).

Р.7.5 Водоструйный эжектор также имеет характеристику Р_н - G_в, состоящую при данной температуре t_см из двух ветвей (см. участки 1 - 2 и 2 - 3 на рисунке Р.3,б), но с той разницей, что практически постоянная объемная производительность эжектора соответствует второму участку, вследствие чего он протекает значительно положе перегрузочного участка характеристики пароструйного эжектора и рабочая точка, отвечающая заданными G_в.н и Р_н.р, может находиться на этом участке.

Требуемая объемная производительность каждого основного водоструйного эжектора, отвечающая его характеристике при отсасывании сухого воздуха и расчетному расходу воздуха должна составлять G_в.р = n × G_в.н,

где Р^н_в - давление насыщения водяного пара при расчетной температуре рабочей воды t_p кПа;

n - коэффициент запаса от 2 до 3.

Р.7.6 Двухступенчатые водокольцевые насосные агрегаты имеют при отсасывании паровоздушной смеси сначала быстро возрастающую с увеличением G_в объемную производительность V_н, затем рост V_н замедляется и объемная производительность стремится к постоянному значению. Соответственно характеристика Р_н - G_в водокольцевого агрегата не имеет круто возрастающего перегрузочного участка, и при выборе насоса рабочая точка может располагаться на любом участке этой характеристики.

Указания по выбору водокольцевых воздушных насосов смогут быть конкретизированы после организации отечественного производства таких насосов для конденсационных установок паровых турбин и получения их опытных эксплуатационных характеристик.

Р.7.7 Пример 4. Найти требуемую производительность двух пароструйных эжекторов, предназначенных для удаления воздуха из конденсатора, рассчитанного в примере 1 (п. Р.5.7). Оба эжектора должны быть однотипными с одинаковой объемной и массовой производительностью.

Заданные условия:

Расчетный присос воздуха в вакуумную систему по формуле (Р.7.1):

Расчетные параметры отсасываемой из конденсатора паровоздушной смеси по формулам (Р.7.3) и (Р.7.4): Р_н.р = 4,05 кПа;

t_см.p = 26,0 °С. Из таблиц для насыщенного водяного пара (приложение Р.3) находим для полученного значения t_см.p давление Р_ор^II =3,36 кПа.

Подставляя найденные значения в формулу (Р.7.5), получаем требуемую объемную производительность каждого эжектора

P.7.8 Пример 5. Найти требуемую производительность каждого из двух водоструйных эжекторов для условий примера 4. Заданная температура рабочей воды t_p = 15 °С.

Из таблиц для насыщенного водяного пара (см. приложение Р.3) находим для заданной температуры t_p давление P_в^II = 1,7 кПа.

Расчетный расход воздуха для водоструйного эжектора согласно п. Р.7.5 составит при n =3 × G_вр = n × G_вн = 3 × 9 = 27 г/с,

где G_вн = 9 г/с (см. п. Р.7.7, пример 4).

Требуемая объемная производительность каждого эжектора при отсасывании сухого воздуха по формуле (Р.7.7):

Р.8 Формуляр теплового расчета конденсатора

Результаты теплового расчета конденсатора удобно заносить в таблицу, особенно, если расчеты производятся для нескольких вариантов или выполняется расчет конденсатора, в котором отдельные корпуса (секции) соединены по охлаждающей воде последовательно (ступенчатая конденсация). Пример расчетного формуляра приводится ниже. Содержащиеся в нем числовые значения взяты из рассматриваемого выше примера 1 (п. Р.5.7), поэтому дополнительные разъяснения по их определению не даются.

P.9 Построение эксплуатационных характеристик конденсатора

Р.9.1 Основной эксплуатационной характеристикой конденсатора является зависимость давления в конденсаторе Р_к от паровой нагрузки D_к, (или d_к) и температуры охлаждающей воды t_1в при данном ее расходе G₀. Для контроля работы конденсатора в условиях эксплуатации удобно пользоваться и другой его характеристикой - зависимостью температурного напора δt от D_н и t_1в при данном G₀. Та и другая зависимости (характеристики) строятся по опытным или расчетным данным для различных расходов охлаждающей воды.

Р.9.2 При построении эксплуатационных характеристик конденсатора расчетным путем давление пара Р_к находится по его температуре, определяемой по формуле (Р.2.1):

t_к = t_1в + Δt + δt

При этом нагрев воды Δt (см. п. Р.2.2 и Р.3.16) подсчитывается по формуле (Р.2.2) или (Р.3.11):

конечный температурный напор - по формуле (Р.2.5):

где

с_ж = 4,19 кДж/(кг∙К);

е - математическая константа (основание натурального логарифма, трансцендентное число) равная 2,718....

P.9.3 Расчет для каждого из заданных расходов охлаждающей воды начинается с определения температурного напора δt^ном при номинальном расходе отработавшего пара D_к^ном и разных температурах охлаждающей воды. При этом коэффициент теплопередачи определяется согласно указаниям разд. Р.4.

При понижении паровой нагрузки конденсатора D_к до некоторого значения D_к^гр и других неизменных условиях (данной температуре охлаждающей воды на входе и данном ее расходе) температурный напор изменяется прямо пропорционально нагрузке и составляет:

Величина D_к^гр зависит от температуры охлаждающей воды и воздушной плотности вакуумной системы и может быть приближенно определена по формуле

где при

При D_к < D_к^гр температурный напор обычно выше, чем это следует из формулы (Р.9.1), вследствие влияния, главным образом, возрастающих при частичных нагрузках части низкого давления турбины присосов воздуха в вакуумную систему. Для области паровых нагрузок конденсатора D_к < D_к^гр следует определить δt по формуле

j - зависит от изменения воздушной плотности системы с изменением D_к и может обычно приниматься равной 2.

Поэтому для области D_к < D_к^гр при j = 2:

Р.9.4 В соответствии с указаниями п. Р.9.3 по формулам (Р.9.1) и (Р.9.4) подсчитываются значения температурного напора δt для различных значений расхода охлаждающей воды, ее температуры на входе и паровой нагрузки конденсатора. Результаты подсчетов Удобно свести в таблицу, по которой строится график температурных напоров.

Р.9.5 С целью определения давлений в конденсаторе для каждой температуры воды t_1в (и данного ее расхода G_в) на графике температурных напоров находятся через определенные интервалы паровой нагрузки D_к значения δt и по формуле (Р.2.2) подсчитываются соответствующие значения Δt (с учетом изменения кратности охлаждения m = G₀/D_к в зависимости от паровой нагрузки при неизменном расходе охлаждающей воды). Значения Δh_к определяются при этом согласно указаниям п. Р.5.2.

Затем подсчитываются по формуле (Р.2.1) значения t_к и по таблицам водяного пара (приложение Р.4) находятся значения Р_к.

Полученные данные также сводятся в таблицу, по которой строится график давлений в конденсаторе. Ниже даются примеры построения эксплуатационных характеристик конденсатора расчетным путем.

Расчеты эксплуатационных характеристик могут также выполняться на ЭВМ.

Р.9.6 Пример 6. Построить эксплуатационные характеристики односекционного конденсатора для условий примера 1 (п. Р.5.7):

для расхода охлаждающей воды G₀ = 8825 кг/с, находим значение:

По заданию расчетная кратность охлаждения (при номинальных расходах пара и охлаждающей воды) составляет:

и соответствующий нагрев охлаждающей воды:

Сначала определим при номинальных расходах пара и охлаждающей воды значения температурного напора δt^ном для разных температур воды t_1в от 0 до 45 °С.

Так, например, найдем в соответствии с указаниями разд. Р.4 коэффициент теплопередачи для t_1в = 0 °С.

По формулам (Р.4.3) и (Р.4.2):

Х = 0,12 × 0,808 × (1 + 0,15 × 0) = 0,097

Ф_w = 0,974^0,097 = 0,997

При номинальной удельной паровой нагрузке:

по формуле (Р.4.4а) находим:

в = 0,52 - 0,0072∙11,3 = 0,439

и по формуле (Р.4.4)

Коэффициенты Ф_z к Ф_δ равны единице. Множитель а_м - принят равным 0,95 в соответствии с п. Р.4.4.

Находим коэффициент чистоты:

а = 0,85 × а_м = 0,55 × 0,95 = 0,808 и коэффициент теплопередачи к по формуле (С.4.1):

к = 4070 × 0,85 × 0,95 × 0,997 × 0,517 × 1 × 1 = 1695 Вт/(м²∙К).

При подсчитанном значении К и заданных значениях F и G₀ получаем по формуле (Р.2.5):

и

еⁿ = e^0,711 = 2,04

Искомый температурный напор составляет по формуле (Р.2.5):

Аналогичные подсчеты производятся для других температур охлаждающей воды на входе с интервалом, например, 5 °С. Результаты расчетов сведены в таблице Р.2. Далее по формуле (Р.4.8) определяются значения граничного расхода пара D_к^гp, также приведенные в таблице Р.2.

Значения температурного напора δt при разных расходах

пара в конденсатор от D_к = 25 кг/с до D_к^ном =175 кг/с

подсчитываем с помощью формул (Р.9.1) и (Р.9.4).

Например, при t_1в = 10 °С S = 0,7 и по формуле (Р.4.8) находим

D_к^гр = 0,7 × 175 = 122,5 кг/с