Разработка и исследование некоторых способов повышения эффективности конденсационных устройств теплофикационных турбин при малопаровых режимах работы тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.12, кандидат технических наук Шемпелев, Александр Георгиевич

• Шемпелев, Александр Георгиевич
• кандидат технических наук
• 1999

Оглавление диссертации кандидат технических наук Шемпелев, Александр Георгиевич

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Состояние вопроса и постановка задачи ис- 13 следований.

1.1. Основные пути снижения потерь теплоты в 13 конденсаторах теплофикационных турбин.

1.2. Особенности работы конденсатора теплофика- 23 ционной турбины при малых пропусках в него

пара.

1.3. Обзор результатов исследований деаэрирующей 28 способности конденсаторов турбоустановок.

1.4. Постановка задачи исследований

2. Объекты и методика исследований

2.1. Выбор объекта и общей методики исследова- 45 ний.

2.2. Организация измерений и режимов работы тур- 52 боустановок при проведении испытаний.

3. Экспериментальная оценка составляющих вели- 58 чин суммарного теплового потока в конденсаторы теплофикационных турбин.

4. Разработка методики расчета равновесных га- 82 зосодержаний конденсата на выходе из вакуумного конденсатора пара и ее экспериментальная проверка.

4.1. Выбор основных зависимостей для расчета 82 равновесных газосодержаний труднорастворимых газов в воде.

4.2. Разработка методики определения величин 90 парциальных давлений воздуха и пара в конденсаторе и экспериментальная ее проверка.

5. Разработка некоторых способов повышения де- 107 аэрирующей способности конденсаторов паровой турбины на базе расчетных и экспериментальных исследований.

5.1. Результаты расчетных оценок влияния экс- 107 плуатационно-режимных факторов на деаэрирующие характеристики конденсатора паровой турбины.

5.2. Разработка способов и устройств для подачи 124 химически обессоленной воды, конденсата рециркуляции и дренажей в конденсаторы теплофикационных турбин.

5.3. Разработка и исследование модернизированной 147 системы удаления парогазовой смеси турбо-установки.

5.4. Повышение деаэрирующей способности конден- 158 саторов путем раздельного удаления паровоздушной смеси из подогревателей и конденсаторов теплофикационных турбоустановок.

б. Разработка и исследование некоторых спосо- 166 бов снижения потерь теплоты с потоками, поступающими в конденсаторы теплофикационных турбин помимо части низкого давления.

6.1. Выбор основных путей утилизации теплоты по- 166 токов, поступающих в конденсаторы помимо

ЧНД.

6.2. Разработка способов и устройств подачи хи- 168 мически обессоленной воды в конденсаторы с целью снижения теплопотерь.

6.3. Полезное использование теплоты конденсата 175 рециркуляции и других потоков в конденсаторе теплофикационной турбины.

6.4. Разработка и исследование новой системы са- 188 моуплотнения цилиндров теплофикационной паровой турбины.

6.5. Использование выносных расширителей дрена- 204 жей для утилизации тепла и пароводяных потоков .

Заключение

Литература

220

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка и исследование некоторых способов повышения эффективности конденсационных устройств теплофикационных турбин при малопаровых режимах работы»

Введение

Важнейшей задачей, стоящей перед современной энергетикой, является повышение эффективности топливоис-пользования на электростанциях . Решению этой задачи в значительной степени способствует применение комбинированного способа производства тепловой и электрической энергии. В настоящее время ТЭЦ вырабатывают более половины от общего количества электроэнергии, производимой на тепловых электростанциях, обеспечивая при этом около 40% потребности страны в тепловой энергии [61]. Тем не менее, типовые решения, используемые при проектировании ТЭЦ, не в полной мере учитывают местные условия и передовой опыт по внедрению результатов научно-исследовательских работ. По этой причине на многих ТЭЦ имеются значительные резервы по экономии топливно-энергетических ресурсов. Вскрытие этих резервов и разработка наиболее эффективных режимов работы ТЭЦ возможны на базе комплексных исследований турбинного оборудования для реальных условий его эксплуатации.

Проблема повышения экономичности ТЭЦ связана в первую очередь с решением вопросов снижения потерь теплоты в конденсаторах теплофикационных турбин и увеличением выработки электроэнергии на тепловом потреблении. Наиболее характерными режимами эксплуатации большинства теплофикационных турбин в отопительный период являются режимы с малыми пропусками пара в конденсатор при охлаждении его циркуляционной водой. Такие режимы позволяют

без снижения маневренности и располагаемой мощности обеспечивать потребителей тепловой и электрической энергией. Однако в этих условиях рабочие ступени части низкого давления (ЧНД) турбины находятся в вентиляционном режиме, то есть потребляют мощность, в выходном патрубке наблюдаются обратные токи способные выносить эрозионноопасную влагу к последней ступени, возникают дополнительные вибрационные напряжения в рабочих лопатках. Проявление указанных негативных явлений тем значительней, чем выше плотность среды в которой они происходят, то есть чем выше давление в конденсаторе. Практика эксплуатации показывает, что при малых пропусках пара в конденсатор в нем наблюдаются повышенные, относительно нормативных значений, величины температурных напоров и значительное переохлаждение конденсата. На трубном пучке конденсатора происходит интенсивное насыщение конденсата агрессивными газами (кислород, углекислота) до значений концентраций, в несколько раз превышающих нормативные, что приводит к активной коррозии питательного тракта от конденсатора до деаэратора и выносу окислов меди и железа на теплообменные поверхности котлов. Накопление продуктов коррозии в трубах экономайзеров и экранов является одной из основных причин аварий котлоагрегатов. Кроме того, на указанных режимах помимо ЧНД в конденсатор сбрасывается ряд пароводяных и паровоздушных потоков, теплота которых соизмерима с теплотой пропуска пара через регулирующую диафрагму ЧНД. Снижение потерь теплоты с этими потоками позволяет существенно повысить экономичность турбоустановок.

Следовательно, задачи повышения экономичности, маневренности и надежности теплофикационных паротурбинных установок на режимах работы по тепловому графику с минимальными пропусками пара в ЧНД напрямую связаны с задачами повышения эффективности работы их конденсаторов.

В опубликованных работах практически отсутствуют данные по исследованию конденсаторов теплофикационных турбин на малопаровых режимах, в которых конденсатор рассматривался бы как часть системы конденсатор-эжектор с учетом теплоты сбрасываемых в него потоков и режима работы последних ступеней турбины. Проведение таких исследований позволило бы минимизировать расходы теплоты в конденсатор, повысить его деаэрирующую способность , экономичность и надежность турбоустановки в целом.

Таким образом, поставленная в настоящей работе задача разработки и исследования способов повышения эффективности конденсационных устройств теплофикационных турбин при малопаровых режимах работы является весьма актуальной. Решение данной задачи потребовало изучения ряда конкретных вопросов, основные из которых перечислены ниже.

Проведена экспериментальная оценка составляющих величин суммарного теплового потока в конденсаторы теплофикационных турбин различных типов. Установлено, что количество теплоты, поступающего в конденсаторы теплофикационных турбин помимо проточной части, вполне соизмеримо с теплотой вентиляционного пропуска пара через закрытые регулирующие неуплотненные диафрагмы ЧНД и существенно (в 1,5-2 раза) превышает расчетные данные за-

водов-изготовителей. Основными составляющими суммарного теплового потока в конденсаторы помимо ЧНД являют-

ся: теплота конденсата рециркуляции (0,6-0,7 ) , теплота, поступающая с отсосами паровоздушной смеси (п.в.с.) из регенеративных и сетевых подогревателей

(0.15-0,2 Ок) и с дренажами из теплообменников, находящихся в контуре рециркуляции (« 0,10^ ) . Величины указанных тепловых потоков возрастают практически линейно с увеличением расхода пара на турбину [107].

Полученные результаты показали целесообразность и принципиальную возможность полезного использования теплоты потоков, сбрасываемых в конденсатор помимо ЧНД.

Предложены методики расчета системы конденсатор-воздухоудаляющее устройство, позволяющие определить давление в конденсаторе и равновесное газосодержание воды на выходе из него. Сравнительные исследования с использованием имеющихся экспериментальных данных подтвердили возможность применения разработанных методик для проведения практического анализа влияния различных факторов на деаэрирующую способность конденсатора и разработки мероприятий по повышению эффективности его работы [100,101].

Установлено, что традиционный подход к определению минимально возможного кислородосодержания конденсата и других водяных потоков, основанный на предположении неизменности расхода воздуха через различные (по ходу пара) сечения конденсатора, определяемого присосами воздуха в вакуумную систему, не позволяет получить адек-

ватную оценку величины остаточного содержания кислорода в конденсате на выходе из конденсатора в режимах работы по тепловому графику. Результаты выполненных исследований свидетельствуют о том, что содержание кислорода в конденсате является показателем не только регенератив-ности и воздушной плотности конденсатора, но и степени соответствия характеристики воздухоудаляющего устройства характеристике конденсатора.

На базе расчетных и экспериментальных исследований выявлено влияние эксплуатационно-режимных факторов на деаэрирующие свойства конденсаторов и выбрана совокупность наиболее эффективных управляющих воздействий, позволяющих обеспечить требуемое качество деаэрации конденсата. Этими воздействиями являются: перевод конденсата рециркуляции, подпиточной химически обессоленной воды (ХОВ), других пароводяных и паровоздушных потоков в зону регенеративного подогрева конденсатора через специальные водораспределительные устройства; уменьшение до минимума вентиляционного пропуска пара в конденсатор; снижение присосов воздуха в конденсатор и понижение давления всасывания эжекторов с помощью дополнительных устройств. Сформулированы необходимые требования к конструктивному оформлению ввода в паровое пространство конденсатора конденсата рециркуляции подпиточной ХОВ, дренажей и предложены конкретные варианты их исполнения [97,100,42].

Определены начальные параметры подпиточной воды и других потоков, необходимые для их глубокой деаэрации в конденсаторе. Установлено, что для обеспечения норма-

тивного содержания кислорода в конденсате на выходе из конденсатора количество вводимых в зону регенеративного подогрева пароводяных потоков должно, как минимум, в 34 раза превышать вентиляционный пропуск пара через ЧНД [101,108] .

Разработан и экспериментально проверен способ снижения массового расхода паровоздушной смеси за счет дополнительной конденсации паровой фазы из состава п.в.е., поступающей на эжекторы, в специальных выносных охладителях [44]. Использование данного способа позволяет снизить давление в конденсаторе на 0,4-0,8 кПа и снизить остаточное содержание кислорода в конденсате на 30-60 мкг/кг.

Предложены модернизированные схемы раздельного отсоса паровоздушной смеси из регенеративных и сетевых подогревателей и конденсатора. Использование предложенных схем позволяет уменьшить количество воздуха, попадающего в конденсатор, на 50-75%, углубить в нем вакуум и снизить содержание кислорода в конденсате, стекающем с трубного пучка [44] .

На базе проведенных оценок тепловых потерь в конденсаторах и определения количества теплоты, необходимого для поддержания их деаэрирующих свойств на заданном уровне, разработан ряд новых решений, направленных на снижение тепловых потерь с пароводяными потоками, поступающими в конденсатор помимо ЧНД.

Разработан и реализован на нескольких турбоустанов-ках способ замещения конденсата рециркуляции основного

конденсата в конденсатор деаэрированной ХОВ более низкого теплового потенциала [3,83,99,105].

Для условий параллельной работы основного пучка, охлаждаемого циркуляционной водой, и встроенного пучка, в котором подогревается технологическая вода, разработан ряд решений, обеспечивающих подвод горячих пароводяных потоков к специально выделенной части встроенного пучка. Эти решения дают возможность существенно увеличить тепловую нагрузку встроенного пучка за счет снижения потерь теплоты с охлаждающей основной пучок циркуляционной водой. При этом предусмотрены меры, позволяющие регулировать указанную тепловую нагрузку [4 6].

Экспериментально подтверждена работоспособность новых систем концевых уплотнений цилиндров турбин типа ПТ-60/75-130/13 и ПТ-80/100-130/13, реализующих принцип полного самоуплотнения и обеспечивающих полезное использование до 5-7 МВт теплоты [7,98,99,106].

Предложена регенеративная установка• теплофикационной паровой турбины, предусматривающая поддержание давления в паровых пространствах охладителей эжектора уплотнений и сальникового подогревателя на заданном уровне за счет регулирования расхода основного конденсата через их трубные системы. Использование предлагаемой установки позволяет уменьшить присосы в вакуумную систему, поддерживать на минимальном уровне расход пара на уплотнения, обеспечить работу роторов турбины в стабильном температурном режиме. Кроме того, оборудование указанной установки дополнительным водоводяным теплооб-

менником обеспечивает утилизацию избытка теплоты конденсата рециркуляции и ХОВ [43].

Экспериментально установлена достаточно высокая эффективность (как утилизатора теплоты) опытно-промышленной установки, состоящей из отделенного от конденсатора смешивающего расширителя дренажей и водо-водяного подогревателя химически обессоленной воды [99,108,97].

Результаты выполненной работы позволяют решать практические задачи, связанные с разработкой и внедрением на ТЭЦ мероприятий по снижению потерь тепла в холодном источнике и повышению надежности оборудования. Выявленные закономерности и разработанные методики расчетов дают возможность уменьшить объем натурных исследований, сократить затраты на их проведение и используются в НПЛ «Повышение эффективности работы ТЭЦ» ВятГТУ при проведении НИР и ОКР для различных энергосистем нашей страны. Реализация разработанных решений позволяет экономить ежегодно 3-5 тыс. ту. т. на одну турбоуста-новку. Результаты настоящей работы к настоящему времени используются на ТЭЦ Кировэнерго, Пермьэнерго, Архэнер-го, Смоленскэнерго и других энергосистем.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1.Основные пути снижения потерь теплоты в конденсаторах теплофикационных турбин.

Как известно, преимущество комбинированного способа производства электрической и тепловой энергии по сравнению с раздельным связано с возможностью снижения удельных затрат теплоты на выработку электроэнергии в результате уменьшения удельных потерь теплоты в холодном источнике. Таким образом, основным направлением повышения эффективности работы теплофикационных турбин является снижение потерь теплоты в конденсаторах и увеличение доли электроэнергии, вырабатываемой на тепловом потреблении. Указанная цель принципиально может быть достигнута двумя путями: за счет полезного использования теплоты отработавшего пара (например, для подогрева технологической и сетевой воды) и за счет уменьшения до предельно допустимого значения расхода пара в ЧНД и конденсатор при охлаждении последнего циркуляционной водой.

В режимах работы турбин по тепловому графику минимальный пропуск пара в ЧНД должен определяться исходя из требований по экономичности надежности, маневренности и располагаемой мощности турбоустановки.

Если конденсатор охлаждается циркуляционной водой, потери теплоты в нем прямо зависят от расхода пара в

ЧНД. В этом случае рост экономичности турбины однозначно связан со снижением пропуска пара в ЧНД.

При полезном использовании теплоты в конденсаторе такая однозначность может отсутствовать. В указанных условиях оптимальным расходом пара в ЧНД будет такой, при котором достигается максимальная выработка электроэнергии. Однако, как показали проведенные расчетные исследования [96] даже для турбин с относительно короткими рабочими лопатками ступеней ЧНД при реальных" расходах и начальных температурах технологической воды, имеющих место на ТЭЦ (особенно работающих в закрытой системе теплоснабжения) , в большинстве случаев оптимальным расходом пара в ЧНД является минимально возможный. Связано это с особенностями мощностных характеристик ЧНД и прежде всего с наличием диапазона чистовен-тиляционных режимов. Верхняя граничная величина массового расхода пара для указанных режимов в первом приближении пропорциональна давлению в конденсаторе [96] . По этой причине с ростом расхода пара в ЧНД потери энергии в ее ступенях могут даже возрасти, так как в результате увеличения нагрева воды и температурного напора повысится давление в конденсаторе. Таким образом, и при полезном использовании теплоты отработавшего пара его расход в ЧНД во многих случаях целесообразно уменьшать для достижения максимальной экономичности турбо-установки.

Требование надежности при работе ЧНД в малопаровых режимах связано прежде всего с вибрационными напряжениями в рабочих лопатках, температурным состоянием про-

точной части и опасностью эрозионного повреждения выходных кромок рабочих лопаток последних ступеней. Исследованиями АО ТМЗ, АО ЛМЗ, ВТИ, МЭИ [33,35,58,59,62 и др.] показано, что зависимость вибрационных напряжений в рабочих лопатках от Gv2 экстремальна. При этом имеет место явно выраженный пик напряжений при объемных расходах (0,05-0,1) номинального. Кроме того, ВТИ и АО ЛМЗ [33] выявлен пик напряжений при объемных расходах в области 20% номинального. По результатам всех исследований в диапазоне режимов с Gv2, меньшими 5% номинального значения, уровень вибрационных напряжений снижается и зависит от плотности среды (при Gv2 = idem). Указанное вибрационное поведение лопаток связывается с моментами появления корневого (Gv2 « 0,2) и периферийного [Gv2 = 0,05 0,1) вихрей в межвенцевом зазоре ступени, что подтверждается газодинамическими исследованиями ВТИ [60,36]. Имеющиеся экспериментальные данные позволяют предположить, что при своем зарождении вихревые течения имеют нестационарный, срывной характер. Кроме того, вследствие неравномерности параметров потока вихреобра-зование может происходить не одновременно по всей окружности рабочего колеса. Все эти явления могут вызвать появление периодического возмущающего воздействия вторичных потоков на рабочие лопатки. В развитом вентиляционном режиме {Gv2 < 0,05) циркуляционные течения в ступени по всей вероятности стабилизируются и их окружная неравномерность уменьшается, что приводит к снижению вибрационных напряжений в рабочих лопатках.

Из всего вышесказанного можно заключить, что в малопаровых режимах максимально возможное снижение расхода пара в ЧНД и давления в конденсаторе будет благоприятно сказываться' на вибрационном состоянии рабочих лопаток последних ступеней.

В период работы теплофикационных турбин с полностью закрытыми регулирующими диафрагмами ступени ЧНД, как правило, находятся в чистовентиляционном режиме. При этом в результате потерь энергии выделяется значительное количество теплоты, которая должна быть каким-то образом отведена в холодный источник для предотвращения недопустимого перегрева элементов проточной части. С этой целью заводами-изготовителями турбин предусматривается гарантированный пропуск пара в ЧНД через щели закрытых РД. Анализ опыта эксплуатации различных теплофикационных турбин и экспериментальных мощностных характеристик их ЧНД позволил сделать вывод о том, что указанный пропуск пара через щели РД не только не является единственным средством отвода из ЧНД диссипатив-ной энергии, но и оказывается в определенных режимах второстепенным фактором, влияющим на охлаждение проточной части. Так, например, известно, что турбины типа Т-100-130 могут работать с закрытыми диафрагмами, давлением в конденсаторе до 50 кПа (при трехступенчатом подогреве сетевой воды) и уровнем температуры пара в патрубке до 120°С. Если учитывать только пропуск пара через закрытые РД, то даже при его максимальной величине нагрев пара в ступенях ЧНД достигал бы величины 150°С при рк = 30 кПа и 250°С при рк = 50 кПа.

Как показали газодинамические исследования ВТИ [36,72,60] значительное влияние на охлаждение последних ступеней и выходной части турбин при малых оказыва-

ют обратные течения в патрубке и подсос охлажденной массы пара в последнюю ступень. Данное явление является общим для всех типов турбин и его правильное использование позволит существенно уменьшить величину минимального вентиляционного пропуска пара в ЧНД.

Обратные токи в выходном патрубке при малопаровых режимах имеют достаточно большую скорость и способны выносить к рабочим лопаткам эрозионно опасную капельную влагу, если таковая образуется в пространстве патрубка и горловины конденсатора [96,104,95]. Проведенные НПЛ ВятГТУ исследования [50] показали, что количество выносимой влаги и размеры капель значительно возрастают с повышением давления в конденсаторе. Таким образом, опасность эрозионного повреждения выходных кромок рабочих лопаток последних турбинных ступеней с ростом противодавления увеличивается, что подтверждается данными, полученными на турбинах различных типов, эксплуатирующихся в отопительный сезон на режимах с ухудшенным вакуумом и полностью закрытыми регулирующими диафрагмами ЧНД [64]. На указанных турбинах отмечены трещины на рабочих лопатках последних ступеней и их поломки на расстоянии 0,07-0,15 относительной длины лопаток от корня. Поврежденные рабочие лопатки имели значительный эрозионный износ выходных кромок. Анализ режимов работы турбин, имевших значительный эрозионный износ, позволяет сделать вывод о том, что основной причиной возникнове-

ния эрозии выходных кромок лопаток является эксплуатация конденсаторов с включенной системой пароохладителей, через которые вводится конденсат для снижения температуры выхлопных патрубков, а также наличие неорганизованных сбросов конденсата и пара в конденсатор.

В настоящее время, в условиях возрастания неравномерности графиков электрической и тепловой нагрузок на первый план выдвигается задача обеспечения высокой маневренности и надежности турбоустановок (в том числе теплофикационных) при сохранении их располагаемой мощности. Эти требования полностью удовлетворяются при работе теплофикационных турбин с охлаждением конденсатора циркуляционной водой. В этом случае за счет открытия регулирующих диафрагм и соответствующего увеличения расхода пара в ЧНД может быть достаточно оперативно получена дополнительная мощность [20] . При подогреве в конденсаторе (во встроенном, а тем более в основном пучке) технологической или сетевой воды располагаемая мощность турбоустановки в большинстве случаев снижается, а возможность оперативного получения пиковой мощности отсутствует. В то же время расчеты, проведенные в [18,19], показали, что режим работы с нулевым пропуском пара в ЦНД, охлаждением конденсатора циркуляционной водой и утилизацией теплоты, поступающей в сальниковый подогреватель, практически равноэкономичен с режимом работы турбины Т-100/120-130 при'охлаждении конденсатора сетевой водой при условии снижения расхода циркводы до 2500 м3/ч за счет использования «зимних» насосов или

отключения части насосов системы циркуляционного.водоснабжения .

Проведенный анализ дает основание сделать вывод о том, что современным"требованиям по экономичности, надежности, маневренности и располагаемой мощности в наибольшей степени отвечает организация режимов работы теплофикационных турбин с охлаждением конденсатора циркуляционной водой и подачей в ЧНД минимально достижимого расхода пара. При этом возникает необходимость в решении прежде всего двух задач: разработка технологии снижения вентиляционного пропуска пара в ЧНД и разработка способа и системы охлаждения, обеспечивающих допустимое тепловое состояние проточной части низкого давления и предотвращающих опасность эрозионного повреждения выходных кромок последних рабочих лопаток.

Научно-производственной лабораторией ВятГТУ совместно с ВТИ, АО ЛМЗ выполнен комплекс работ по разработке, исследованию и внедрению режимов работы ЧНД теплофикационных турбин с минимальными расходами пара в конденсатор .

Снижение вентиляционного пропуска пара В ЧНД достигалось за счет реконструкции РД по разработанной для каждого типа турбин технологии, предлагающей уменьшение до минимума (0 - 0,05 мм) осевого зазора между поворотным кольцом и телом диафрагмы и обеспечения гарантированного перекрытия окон поворотного кольца направляющими лопатками при полном их закрытии [102]. Исследование малорасходных режимов последних турбинных ступеней показали принципиальную возможность надежной работы с

уменьшенными вентиляционными пропусками пара в ЧНД (при организации соответствующего охлаждения проточной части) не только теплофикационных турбин мощностью 50100 МВт, но и более крупных, в частности турбоустановок типа Т-185/210-130 АО ТМЗ и Т-180/210-130 АО ЛМЗ. Указанные турбины снабжены разгруженными регулирующими диафрагмами, поэтому для обеспечения достаточной плотности РД, кроме мероприятий по уменьшению осевого зазора между поворотным кольцом и телом регулирующей диафрагмы, необходимо было правильно выбрать величину разгружающей силы и исключить протечки пара через разгрузочные камеры [8].

Для организации эффективного охлаждения проточной части низкого давления ВТИ совместно с ВятГТУ и АО ЛМЗ на базе новых принципов разработана кольцевая система охлаждения (КСО) выходного патрубка [6,15,69,45]. Система охлаждения выполняется в виде кольцевого коллектора с форсунками, расположенного за рабочими лопатками последней ступени. Место установки коллектора, расположение форсунок и их количество выбирается из условий предотвращения сепарации распыливаемой влаги на поверхностях внутренних элементов выходного патрубка и обеспечения равномерного охлаждения потока пара, покидающего последнюю ступень и тем самым всего выходного патрубка .

Эффективность такой системы была исследована ВятГТУ совместно с ВТИ на теплофикационных турбинах типов ПТ-60/75-130/13, Т-50/60-130, Т-100/120-130,

ПТ-135/165-130/15, Т-185/220-130, ПТ-80/100-130/13 и

Т-180/210-130 с уплотненными регулирующими диафрагмами ЧНД. Результаты этих исследований показали принципиальную возможность приемлемого теплового состояния ЧНД в реальных режимах работы турбин с уменьшенными вентиляционными пропусками пара в ЧНД и охлаждением конденсатора циркуляционной водой. Выполненный комплекс работ по разработке, исследованию и внедрению режимов работы ЧНД теплофикационных турбин с минимальными расходами пара показал возможность снижения вентиляционных пропусков пара в ЧНД до уровня, практически не влияющего на экономичность турбоустановки (менее 1 кг/с) и ограничиваемого только технически достижимым качеством уплотнения регулирующих диафрагм ЧНД. В настоящее время с уплотненными регулирующими диафрагмами эксплуатируется более 50 теплофикационных турбин различных типов. Однако, уменьшение вентиляционных пропусков пара в ЧНД не является достаточным условием для исключения значительных потерь теплоты в конденсаторе, так как в него поступает ряд пароводяных потоков помимо проточной части низкого давления. К ним относятся рециркуляция основного конденсата в конденсатор, химически обессоленная вода, постоянно действующие дренажи паропроводов отборов и дренажи ЦНД, отсос паровоздушной смеси из подогревателей, пар из концевых уплотнений ЦНД и другие потоки.

В тепловых схемах теплофикационных турбин последних модификаций предусмотрен ряд технических решений, позволяющих уменьшить величины указанных потерь теплоты. Например, перевод сальникового пара в отопительный период в специальный подогреватель сетевой воды [20,81].

Указанные технические решения реализованы в тепловых схемах турбоустановок Т-175/210-130 (Т-185/220-130) Т-250/300-240 АО ТМЗ и Т-180/210-130 АО ЛМЗ. Или, например, перевод турбин на самоуплотнение цилиндров с одновременной организацией сброса пара из промежуточных камер уплотнений в один из регенеративных подогревателей (ПНД-1 или ПНД-2), при этом конденсат из этих подогревателей может быть отведен в соответствующий по отбору сетевой подогреватель [73], что частично или полностью реализовано в тепловых схемах турбоустановок Т-175/210-130, Т-250/300-240, Т-100-130 и ПТ-80-130/13 последних модификаций.

Предложены также изменения тепловых схем турбоустановок [1,2,4,5,12,13,14], позволяющие исключить или существенно уменьшить потери теплоты в конденсаторах с конденсатом рециркуляции и конденсатом регенеративных и сетевых подогревателей. Однако, как показали оценки величин теплопотерь в конденсаторах и их анализ имеются реальные возможности дальнейшего совершенствования тепловых схем турбоустановок с целью снижения указанных потерь. Кроме того, в настоящее время в эксплуатации находится большой парк теплофикационных турбин, в тепловых схемах которых подобные технические решения вообще не предусмотрены.

В тоже время, в условиях повышения величины топливной составляющей в цене на электрическую и тепловую энергию задачи повышения экономичности и надежности турбоустановок становятся особенно актуальными. Решение этих задач применительно к режимам работы турбоустано-

вок с малыми пропусками пара в ЧНД должно производиться с учетом особенностей работы их конденсаторов на этих режимах.

1.2. Особенности работы конденсатора теплофикационной турбины при малых пропусках в него пара.

При разработке и проведении мероприятий по повышению эффективности работы конденсатора прежде всего необходимо учесть особенности происходящих в нем процессов теплообмена. В этой связи, используя эксплуатационные данные и результаты проведенных исследований [21, 22,25,28,31,39,51,70,103], применительно к конденсаторам теплофикационных паровых турбин, охлаждаемых в отопительный период циркуляционной водой, можно отметить следующее.

С уменьшением паровой нагрузки конденсатора, особенно в условиях повышенных присосов воздуха, происходит количественное изменение процесса тепломассообмена, сокращается зона интенсивной конденсации пара, средний коэффициент теплопередачи уменьшается, увеличивается переохлаждение конденсата.

В режимах малых паровых нагрузок (до 20% от номинального расхода пара в конденсатор £>дОМ) , наиболее характерных для конденсаторов теплофикационных турбин, зона интенсивной конденсации пара в них сокращена до минимума и, соответственно, расширена зона воздухоохладителя. В указанных условиях при незначительном нагреве

охлаждающей воды в конденсаторе (на 1-4°С) наблюдаются повышенные (до 10°С и более) величины температурных напоров, а переохлаждение конденсата превышает 5°С. Это свидетельствует о наличии в конденсаторе областей повы-

ТТТ/->ТТТТТ Т\Т Т-Т —1 ПТ1ГП ТТГ ТТТТТТ ТТП П ГГ/^Г Т Т /ТТЛ" Т—1 Г—Ч I—1 ТТЧ Т1.7 1Г\ Г~\ /"Ч АТ ТТ Т "О

шсппил иа|-лДу1алопо1Л Дагэлсгили'! оиод,ула и^и^сппи о

нижней его части. В работах [22,51] отмечается, что существует тесная взаимосвязь между давлением в конденсаторе и давлением всасывания воздухоудаляющего устройства. При малых пропусках пара в конденсатор эта взаимосвязь наиболее существенна и оказывает влияние на процессы тепло и массообмена в конденсаторе.

Основной эжектор, в связи с тем, что его производительность по отсасываемому из конденсатора пару не значительна, не в состоянии углубить вакуум в конденсаторе, однако, если развиваемый им вакуум хуже, возможно достижимого в данных условиях конденсатором, то вакуум системы «конденсатор-эжектор» будет определяться эжектором. В этом случае, особенно в условиях повышенных присосов воздуха, происходит «искусственное» увеличение давления в конденсаторе за счет накопившегося в конденсаторе воздуха [51,103]. Температура насыщения Ьп, соответствующая парциальному давлению пара рп, в этих условиях будет существенно отличаться от соответствующей температуры, определенной по давлению в конденсаторе рк .

Кроме того, для обеспечения конденсации пара в охладителях эжекторов турбоустановки и сальниковом подогревателе, часть основного конденсата после этих аппара-

тов отводится через клапан рециркуляции в конденсатор. Ввод указанного потока зачастую осуществляется в горловину конденсатора над одной из половин основного трубного пучка, что приводит к образованию дополнительной водяной пленки на поверхности теплообмена, то есть к увеличению термического сопротивления переносу теплоты от пара к охлаждающей воде. В горловину же конденсатора осуществляется ввод добавочной химобессоленной воды и влажнопаровых потоков паровоздушной смеси из регенеративных и сетевых подогревателей.

Как уже было отмечено, в период работы теплофикационных турбин с полностью закрытыми диафрагмами, ступени ЧНД, как правило, находятся в чистовентиляционном режиме, при этом в последней ступени и выходном патрубке возникают вихри и обратные токи паровой среды. Наличие обратных токов и вихрей способствует обмену энергией между более холодными массами паровоздушной смеси, находящимися в конденсаторе, и более горячими, циркулирующими в ступенях. Проведенные ранее газодинамические исследования [36,104] и исследования режимов работы ЧНД с закрытой уплотненной регулирующей диафрагмой [38,53,72] позволили нам предположить, что циркулирующая в выходном патрубке конденсатора среда распространяет свое влияние и на процессы теплообмена в самом конденсаторе.

Все указанные выше обстоятельства создают на трубном пучке благоприятные условия для аэрации конденсата и поступающих в конденсатор водяных потоков. К этим условиям относятся: высокое парциальное давление воздуха

в зоне конденсации, развернутая на трубках и между ними поверхность массообмена в виде пленок, капель и струй, высокая степень переохлаждения жидкой фазы на холодных поверхностях трубок, ухудшенная регенерация стекающего с трубного пучка конденсата.

В то же время правилами технической эксплуатации конденсатору отведена роль деаэратора первой ступени не зависимо от режима его работы. Установлены нормы содержания кислорода в конденсате на выходе из конденсатора. Например, для турбоустановок, работающих с прямоточными или барабанными парогенераторами с давлением выше 10 МПа и щелочным водным режимом, концентрация кислорода в конденсате не должна превышать 20 мкг/кг.

Следует отметить, что исследования, проведенные на турбинах мощностью до 300 МВт, оснащенных котлами со щелочным водным режимом, показали, что современные регенеративные конденсаторы, при удовлетворительной плотности вакуумной системы, способны обеспечить требуемое ПТЭ содержание кислорода в основном конденсате при паровых нагрузках от 100 до 50% номинальной. Однако при паровых нагрузках ниже 50% или при повышенном присосе воздуха содержание кислорода в конденсате, стекающем с трубного пучка конденсатора, существенно возрастает [55, 87] .

Наиболее тяжелые условия в отношении поддержания низкого кислородосодержания конденсата возникают в конденсаторах теплофикационных турбин с регулируемыми отборами пара в течение отопительного периода, когда малые паровые нагрузки конденсатора сочетаются с низкой

температурой охлаждающей воды. Кроме того, теплофикационные турбины имеют более развитую вакуумную систему, включающую в себя- помимо конденсационной установки сетевые подогреватели. Это повышает вероятность возрастания присосов воздуха при работе турбины по тепловому графику.

Согласно эксплуатационным данным многих ТЭЦ, содержание кислорода в конденсате на выходе из конденсатора турбин в отопительный период находится в пределах 60...200 мкг/кг, в периоды высокого кислородосодержания конденсата отмечаются повышенные концентрации меди и железа в питательной воде за деаэратором, т.е. происходит коррозия внутренних поверхностей тракта конденсата от конденсатора до деаэратора и вынос продуктов коррозии на теплообменные поверхности котлов.

Наличие более высоких, чем нормативные, содержаний кислорода в конденсате многих турбин на этих режимах отмечено практически всеми авторами (например, 22,37, 7 6,87 и др.), исследовавших процессы деаэрации в конденсаторах .

Таким образом, задачи повышения экономичности, маневренности и надежности теплофикационных паротурбинных установок на режимах работы с минимальными пропусками пара в конденсаторы при охлаждении их циркуляционной водой напрямую связаны с задачами повышения эффективности работы конденсаторов, под которыми, в данном случае, следует понимать:

1. Создание в конденсаторах вакуума, обеспечивающего минимальный уровень вентиляционных потерь в послед-

них ступенях турбины и минимальный уровень вибрационных напряжений в их рабочих лопатках.

2. Повышение деаэрирующей способности конденсаторов до норм, указанных в ПТЭ.

3. Сведение к минимуму переохлаждения конденсата и потерь теплоты с пароводяными потоками, поступающими в конденсаторы помимо ЧНД, и исключение выноса эрозионно опасной влаги к рабочим лопаткам последних ступеней турбины.

1.3. Обзор результатов исследований деаэрирующей способности конденсаторов турбоустановок

При решении некоторых вопросов проектирования и эксплуатации конденсаторов паровых турбин (например, при анализе данных о состоянии трубок и качестве конденсата, о сроке службы трубок из различных материалов и др.) требуется знать (помимо прочего) источники и механизм попадания в пар и конденсат содержащихся в них газов, особенно кислорода, механизм дегазации конденсата в конденсаторе и распределение концентраций газов в паре и конденсате в разных зонах конденсатора в зависимости от режима его работы. Этим взаимосвязанным вопросам посвящен ряд исследований, проведенных Союзтехэнер-го, Свердловэнерго, ВТИ, ЦКТИ, ПО КТЗ и другими организациями .

Прежде всего, следует отметить исследования, проведенные на конденсаторах с различными компоновками труб-

ного пучка, установленными на турбоустановках мощностью от б до 100 МВт [55] . Конденсаторы испытывались при различных температурах охлаждающей воды (от 1 до 20 °С) и присосах воздуха (от 1,5 до 100 кг/ч) с целью получения их деаэрационных характеристик - концентраций кислорода в конденсате после конденсаторов в зависимости от паровой нагрузки. Установлено, что все испытанные конденсаторы в диапазоне паровых нагрузок от 50 до 100% номинальной обеспечивают глубокую деаэрацию конденсата (остаточное содержание кислорода в конденсате 5-20 мкг/кг) . При снижении нагрузки менее 50 % у всех конденсаторов, за исключением КП-54 0 КТЗ, наблюдается

резкое ухудшение характеристики С0г = £ {Оп/о^ом ) . При

этом у одних конденсаторов это ухудшение наблюдается при 50%-ной паровой нагрузке (К-100-3685 ХТГЗ), у других - при 10%-ной (50 КЦС-5, 100 КЦС-2 ЛМЗ) .

Результаты, близкие к указанным, были представлены в работе [37], где также приведены характеристики деаэрирующей способности нескольких конденсаторов. В этой же работе И.К. Гришук привел зависимость для расчета равновесного содержания кислорода в виде

С0 = 0,232 • 103--РкЩв--(1 Л)

2 Нк{г + 0,623£0)

где: Сф — содержание кислорода в конденсате (мг/л);

рк - общее давление паровоздушной смеси (ата); -

начальное весовое содержание воздуха в поступающем паре; г- доля пара, оставшегося несконденсированным; ув -удельный вес конденсата (кг/м3) ; Нк - коэффициент Генри

для водного раствора кислорода, имеющего ту же размерность, что и давление рк . Зависимость (1.1) получена на основе известного уравнения для определения парциального давления пара при конденсации его в присутствии воздуха:

Рп = -—-(1.2)

1 + 0,623 • ^ г

и соотношения, выражающего закон Генри изотермически равновесных мольных долей газа (Хк), растворенного в жидкости, которые пропорциональны давлению газа над жидкостью рк и обратны величине коэффициента (константы) Генри Нк

Хк = (1.3)

нк

Гришук указал на то, что измеренные концентрации кислорода в конденсате промышленных конденсаторов значительно превосходят равновесные, вычисленные по зависимости (1.1). Он объяснил это тем, что при стекании в трубном пучке конденсат механически захватывает часть воздуха из паровоздушной смеси. В результате чего конденсат содержит наряду с растворенным также относительно большое количество нерастворенного воздуха в виде мелких пузырьков, не успевающих полностью выделится до поступления в конденсатосборник. Условия для механического захвата конденсатом неконденсирующихся газов, в том числе и кислорода, тем благоприятнее, чем больше скорость парового потока, набегающего на трубки конден-

сатора, и чем ниже воздушная плотность вакуумной системы.

Как отметил Л.Д. Берман [22], с таким представлением о механизме обогащения конденсата кислородом хорошо согласуются опытные данные [37,51,87], показывающие, что рост кислородосодержания в конденсате наблюдается обычно при режимах работы конденсатора, которым как показано в [22], соответствует увеличение доли его поверхности охлаждения, приходящейся на зону охлаждения паровоздушной смеси. Такое увеличение происходит в режиме работы конденсатора при сильно пониженных паровых нагрузках, которым часто сопутствует рост присосов воздуха в вакуумную систему.

Авторы работы [51] , анализируя деаэрационные характеристики конденсаторов с различными компоновками трубного пучка, представленные в [70], обратили внимание на то, что при снижении паровой нагрузки работы конденсатора, как тепломассообменного аппарата, не может так резко ухудшаться сама собой. Качественное изменение режима работы конденсатора на малых нагрузках можно объяснить ухудшением процесса тепломассообмена на этих режимах. При неизменности температуры и расхода охлаждающей воды это может быть вызвано несоответствием характеристик конденсатора и воздухоудаляющего устройства. Для компенсации этого несоответствия в объеме конденсатора накапливается дополнительный воздух, который, находясь главным образом в области, близкой к конденса-тосборнику, насыщает конденсат.

В подтверждение правильности этого предположения в [51] приводятся результаты исследования деаэрирующей способности ряда конденсаторов с различными поверхностями в зависимости от паровой нагрузки, давления в конденсаторе, температуры охлаждающей воды и характеристики воздухоудаляющего устройства. Деаэрирующая способность одного из конденсаторов с площадью поверхности 150 м2 исследовалась с тремя типами пароструйных эжекторов, имевших различные характеристики. Конденсаторы с большей площадью поверхности (до 1200 м2) испытывались со штатными эжекторами большой производительности. Для анализа деаэрирующей способности конденсатора на параллельных режимах опытные данные были обработаны в виде зависимостей давления в конденсаторе рк, среднего коэффициента теплопередачи к, переохлаждения конденсата AtK и содержания кислорода в конденсате на выходе из конденсатора Cq2 от величины удельной паровой нагрузки

конденсатора дп при постоянных температуре и расходе охлаждающей воды и присосах воздуха в конденсатор. Кроме того, построением опытных данных в виде зависимостей рК, k г C02=f(GB3) при w = const; t^ = const; дп = const,

проверялась деаэрирующая способность конденсаторов, оснащенных эжекторами различной производительности в зависимости от величины присосов воздуха (GB3) . Установлено, что характер изменения величины рК, k, AtK и Cq2сильно зависит от типа отсасывающих устройств. Искусственное увеличение давления в конденсаторе при работе с эжекторами пониженной производительности приво-

дит к увеличению остаточного содержания кислорода в конденсате. Наряду с этим происходит количественное изменение интенсивности процесса тепломассообмена. Оказывается также, что в тех режимах, где процесс тепломассообмена протекает более эффективно, коэффициент теплопередачи имеет наибольшее значение и содержание кислорода в воде наименьшее. При дозировании дополнительного расхода воздуха в пар, содержание кислорода в конденсате растет с увеличением доли воздуха и снижением удельных паровых нагрузок. Дополнительный расход воздуха в верхнюю часть конденсатора в известных пределах не является опасным при достаточно мощном воздухоудаляющем устройстве. Авторы [51] считают, что при несогласованности характеристик конденсатора и эжектора неизбежно дополнительное заметное насыщение кислородом конденсата. В то же время трубный пучок конденсатора при развитой его поверхности создает благоприятные условия для глубокой деаэрации конденсата. Однако при изменении удельной паровой нагрузки, температуры охлаждающей воды и других факторов в современных конденсаторах можно обнаружить смещение зон массовой конденсации и охлаждения паровоздушной смеси. При этом оказывается, что увеличение зоны воздухоохладителя может привести к снижению степени деаэрации, так как падающий с трубок конденсат, проходя через эту зону, насыщается газом (в основном за счет механического захвата).

В [8 6] исследовалось влияние времени пребывания конденсата в конденсаторе по данным испытаний конденсаторов 100 КЦС, К-100-3685 и К-150-9115. Установлено,

что продолжительность пребывания конденсата в конденсаторе не оказывает какого-либо влияния на глубину деаэрации. Это позволило предположить, что удаление под вакуумом малых количеств газов, содержащихся в воде в диспрегированном состоянии, очень затруднено, даже если вода нагрета до температуры насыщения. Этот эффект независимо от времени пребывания конденсата в конденса-тосборнике, изменяющегося в современных конденсаторах от одной до нескольких десятков секунд, обуславливает предел деаэрирующей способности данной конструкции конденсатора.

Иная точка зрения по вопросу о роли абсорбции и механического захвата воздуха в обогащении конденсата кислородом высказывается в работах [52,76,93]. Авторы этих работ считают, что аэрация конденсата при стекании его в трубном пучке происходит только в результате абсорбции. Причем, наличие градиента парциального давления воздуха в пограничном слое и турбулизация жидкой пленки при стекании образующегося на трубке конденсата способствует интенсивной абсорбции газов всей массой стекающего конденсата, захват же газов конденсатом возможен, по их мнению, только при возмущении зеркала жидкости в конденсатосборнике стекающим в него конденсатом.

В подтверждение своей точки зрения авторы работ [52,76,93] ссылаются на проведенные ими расчеты и опыты.

Так, в работе [7 6] приведены результаты расчетных исследований обогащения газами конденсата на основе уравнения

__Ск

Сж = — | СжлсЮк , (1.4)

^к п

и

где: Ск - суммарное количество образующегося на поверхности Г конденсата; С^ - локальная равновесная концентрация растворенного в конденсате кислорода на элементе поверхности 6.Е; Сж - средняя равновесная концентрация растворенного газа в удаляемом конденсате.

С помощью необходимых преобразований и известных зависимостей (в предположении, что степень конденсации пара к моменту его выхода из трубного пучка составляет 0,997-0,999) была получена формула для расчета средних концентраций кислорода в конденсате

~1Г ^ 1 + 0,623^п _

с02 = 2,3 рк£0<Ро21д 0в23е ' (1'5}

где: рк - давление в конденсаторе, полагаемое неизменным (ата); ~ начальное значение воздухосодержа-ния в паре {кг {возд)/кг {пара)); <р02 -коэффициент растворимости кислорода в воде, возрастающий с уменьшением ее температуры (мг-с/л-ат) .

Поскольку в прилегающем к поверхности конденсации слое паровоздушной смеси имеет место градиент концентраций неконденсирующихся газов по нормали к поверхности конденсации и повышенное (по сравнению с ядром потока) парциальное давление воздуха, то предпринятая с целью учета этого явления попытка привела к нижеследую-

щим результатам. Так как разницу в парциальных давлениях воздуха Ар нельзя измерить, для ее оценки была использована зависимость, связывающая разность парциальных давлений Ар с удельной тепловой нагрузкой, скоростью и составом паровоздушной смеси, давлением в конденсаторе и т.п. [2 9].

Результаты расчетов, выполненных авторами, позволили выявить, что учет разности парциальных давлений приводит к увеличению локальных Cq2 в 1,5-3 раза, поэтому

можно считать, что среднее значение кислородосодержания во столько же раз больше.

При неизменной воздушной плотности вакуумной системы можно приближенно считать, что GB = const независимо от паровой нагрузки конденсатора. При таком допущении с уменьшением поступления в конденсатор пара Dn, обратно пропорционально этой величине должно увеличиваться . В таком случае, с учетом разности парциальных давлений Ар :

/ л

-,ном

С02 = 3 • 2,3 ■ рк£о

D

п

D

<Роо

Л

1 +

1

0,62 3^,

D

0

ном п

\

D

(1.6)

П у

Характер

С02 = f

D

п

пном V п У

полученных соответствует

зависимостей

по (1.6) экспериментальным данным

по большому числу опытных конденсаторов и только для одного конденсатора (25-К-10 ЛМЗ) опытная зависимость имеет принципиально иной характер. Отмеченное соответ-

ствие расчетных и экспериментальных зависимостей, по мнению авторов, может служить подтверждением указанных представлений о механизме обогащения конденсата газами.

Из расчетного исследования обогащения газами конденсата на первой стадии процесса можно заключить, что по условиям образования конденсата на отдельных элементах поверхности теплообмена судового конденсатора в нем принципиально достижимо требуемое нормами кислородосо-держание практически во всем диапазоне нагрузок, возможных в эксплуатации.

Такой вывод, по мнению авторов, подтверждается и результатами натурных исследований сравнительно удачно скомпонованных конденсаторов. Причина же того, что в ряде случаев фактически измеренное после конденсатора кислородосодержание превосходит расчетное, состоит в абсорбции газа конденсатом при последующем его стекании от мест образования, т.е. на второй стадии процесса (условия протекания которых необходимо рассмотреть особо) .

Действительно, во время своего движения каждая элементарная частица стекающего конденсата в различных зонах трубного пучка может оказаться в контакте с паровоздушной смесью, имеющей более высокое кислородосодержание, чем та, из которой конденсировалась данная частица. При этом концентрация газов, достигаемая в результате диффузии газов в жидкость, зависит от того, насколько рационально организовано в трубном пучке движение основных потоков пара и конденсата, увлекаемого паром, т.е. от степени совершенства компоновки конден-

сатора. Именно индивидуальностями компоновки трубных пучков отдельных конденсаторов следует объяснить качественные и количественные различия при сравнении экспериментальных зависимостей с расчетными для отдельных конденсаторов.

В подтверждение расчетов, представленных в работе [52], авторы в работе [93] представили результаты опытов по исследованию аэрации и деаэрации конденсата при конденсации пара из паровоздушной смеси в вакуумном конденсаторе. Целью исследования являлось выяснение причин существенного превышения у многих конденсаторов фактически измеренного кислородосодержания конденсата над расчетным.

Опыты проводились на экспериментальной конденсационной установке, включающей фрагмент трубного пучка по геометрическим параметрам, соответствующим конденсатору турбины К800-200-2 ЛМЗ. Поверхность охлаждения площадью 3,02 м2 состояла из 192 латунных труб наружным диаметром 25 мм, активной длиной 200 мм. Каркас, поддерживающий конденсатор, позволял изменять положение продольных осей труб от горизонтального до наклонного на 5° к горизонту. Схема установки позволяла изменять в широких пределах параметры, определяющие условия конденсации из паровоздушной смеси и стекания конденсата. При проведении опытов в экспериментальном конденсаторе создавались условия, имитирующие условия работы различных зон трубного пучка от области интенсивной конденсации до зоны воздухоохлаждения. В том числе, воссоздавались условия для проверки гипотезы о механическом захвате газов кон-

денсатом, а именно сочетание высокой скорости пара при повышенном его воздухосодержании. По мнению авторов данная гипотеза не нашла своего подтверждения. По результатам проведенных экспериментов авторы подтвердили возможность ограничения концентраций кислорода в конденсате на выходе из конденсатора значениями, близкими к определяемым расчетом по условиям конденсации пара из паровоздушной смеси. Для этого, по их мнению, необходимо устранить дополнительную аэрацию конденсата при отекании его от мест образования из конденсирующего пара. Однако Л.Д. Берман в работе [22] подверг сомнению правомерность использования зависимости (1.4), как не учитывающей, что в действительности конденсат, образовавшийся на отдельных элементах поверхности, не поступает непосредственно на днище корпуса, а перемешивается при стекании в пучке, после чего подогревается и деаэрируется на пути к конденсатосборнику. А то, что более 99 % конденсата при его образовании, а затем весь конденсат при его регенерации, находится в контакте с паром, содержащим незначительное количество кислорода, лишает оснований утроения равновесной концентрации растворенного кислорода. Он отметил, что опыты, описанные

о

в [93] приведены на малом трубном пучке {Е=3 м ) с очень короткими трубками (длина 200 мм), вследствие чего значительная часть конденсата должна была стекать по трубным доскам, при отсутствии регенерации отводившегося из опытного пучка конденсата и при режимных условиях, существенно отличавшихся от натурных.

В работе [30] приведены результаты экспериментального исследования, проведенного на конденсаторе 300КЦС-3 ЛМЗ, оборудованном пробоотборниками пара и конденсата из различных зон трубного пучка. Авторы этой работы показали, что по мере стекания конденсата, образующегося в трубном пучке, происходит его дегазация, благодаря чему на выходе конденсатора достигается допустимая по ПТЭ концентрация в нем 02. Специфика проведенных экспериментов заключалась в том, что содержание кислорода в пробах из верхней части конденсатора было явно завышенным, что, по мнению авторов, происходило из-за значительных присосов воздуха в разъеме конденсатор-турбина .

Однако, как отмечено в работе [22], данные приведенные в [30], не могут быть признаны достоверными на основе следующих соображений.

Поступающий в турбину свежий пар содержит, как правило, незначительную примесь неконденсирующихся газов (исключая установки, где они образуются в результате радиолиза). Так, в турбину К-300-240 поступает со свежим паром при нейтрально-кислородном водном режиме примерно до 0,3 кг кислорода, а при гидразинно-аммиачном режиме - и того меньше. В основном же содержание кислорода в отработавшем паре определяется присосами воздуха бвз через неплотности в вакуумной системе турбоагрегата .

При допустимом по ПТЭ для указанной турбины присосе Свз=30 кг/ч с воздухом поступает в пар около 7 кг кислорода, чему при номинальном расходе пара в конденса-

„ - fOCrCHiCKA^

41 государственм-

тор соответствует массовая концентрация 02 в отработавшем паре 12,2 мг/кг.

Кислород принадлежит к числу труднорастворимых в воде газов и для его раствора справедлив закон Генри, исходя из которого можно получить

Г = Г ■ — (11)

Н

где Сж - равновесная массовая концентрация растворенного в воде газа; СР - массовая концентрация газа в парогазовой смеси; р - общее давление смеси; Я - коэффициент Генри при температуре жидкости (в единицах давления) .

Для кислорода при давлении р=3-5-10 кПа, температуре конденсата 24-4б°С и соответствующих значениях Я = (4, 4-5-5, 8) х10б кПа получаем с помощью уравнения (1.7), что соотношения Сж/Сг = (0,7-5-1,7) х10~б, то есть,

равновесная концентрация кислорода в конденсате на шесть порядков меньше его концентрации в паре. Если принять для турбины К-300-240 присосы воздуха по норме ПТЭ (30 кг/ч) и превосходящие норму в три раза (90 кг/ч), то при номинальном расходе отработавшего пара и указанных ранее значениях давления равновесная концентрация растворенного в регенерированном конденсате кислорода составит при отсутствии переохлаждения конденсата (8-5-21) х10_3 и (25-5-64) х10~3мкг/кг соответственно . Вследствие слабой зависимости Я от температуры при переохлаждении конденсата на 5°С эти концентрации возрастают лишь на 5-10%.

На основании рассмотренного материала можно сделать следующие выводы:

1. В опубликованных работах практически отсутствуют данные по исследованию конденсаторов теплофикационных турбин, в которых' конденсатор рассматривался бы как часть системы «конденсатор-эжектор» с учетом теплоты сбрасываемых в него потоков и режима работы последних ступеней турбины.

2. При пониженных паровых нагрузках конденсатора происходит рассогласование характеристик конденсатора и эжектора. В этом случае вакуум, развиваемый эжектором становится ниже возможно достижимого в данных условиях конденсатором, нарушается баланс между поступлением и отсосом воздуха, избыток которого скапливается в конденсаторе .

3. Современные регенеративные конденсаторы способны обеспечить требуемое ПТЭ содержание кислорода в основном конденсате, включая поступающие в конденсатор дренажи, при паровых нагрузках от 100 до 50% номинальной при удовлетворительной воздушной плотности вакуумной системы. При снижении паровой нагрузки менее 50% практически у всех конденсаторов наблюдается ухудшение деаэрирующей способности.

4. Предложенные в [22,51,76] расчетные зависимости для определения равновесных кислородосодержаний в конденсате не учитывают количество воздуха, скопившегося в конденсаторе. Расчеты проводились только с учетом величины присосов воздуха в вакуумную систему. Ими же отмечено, что измеренные в натурных условиях концентрации

кислорода в конденсате значительно выше расчетных значений равновесных концентраций регенерированного конденсата, вычисленного по указанным зависимостям.

5. В опубликованных работах нет убедительно обоснованных данных, которые могли бы быть противопоставлены представлению о значительной роли механического захвата конденсатом части воздуха, содержащегося в паровоздушной смеси, при стекании его в трубном пучке, а как следствие этого и о зависимости содержания кислорода в конденсате от факторов, определяющих долю поверхности охлаждения конденсатора, в которой концентрация газов в паровоздушной смеси существенно больше, чем в зоне интенсивной конденсации пара.

1.4. Постановка задачи исследований

Целью настоящей работы является разработка, исследование и практическая реализация некоторых способов повышения эффективности конденсационных устройств теплофикационных турбин при малопаровых режимах работы.

Исходя из цели диссертационной работы поставлены следующие задачи:

1. На основе существующих и вновь разработанных методик экспериментально оценить величины составляющих суммарного теплового потока в конденсаторы теплофикационных турбин различных типов при малопаровых режимах и обобщить полученные данные.

2. Разработать методики расчета системы конденса-тор-воздухоудаляющее устройство, позволяющие определять давление в конденсаторе и равновесное газосодержание воды на выходе из него при переменных паровых нагрузках (включая режимы с минимальным вентиляционным пропуском пара в ЧНД), с учетом параметров охлаждающей конденсатор воды, пароводяных потоков, присосов воздуха в вакуумную систему и реальной характеристики воздухоудаляю-щего устройства.

3. На базе результатов экспериментальных и расчетных исследований сформулировать необходимые условия, обеспечивающие при минимальных паровых нагрузках конденсатора: требуемое качество деаэрации добавочной хи-мобессоленной воды и других поступающих в конденсатор потоков, снижения потерь теплоты с этими потоками и предотвращение выноса эрозионноопасной влаги к лопаткам последних ступеней.

4. Разработать и реализовать способы повышения эффективности работы конденсационных устройств теплофикационных турбин при малопаровых режимах работы.

2. ОБЪЕКТЫ И МЕТОДИКА ИССЛЕДОВАНИЯ 2.1. Выбор объекта и общей методики исследований

В результате анализа особенностей работы конденсатора на теплофикационных режимах установлено, что в этих условиях критериями, определяющими его эффективность, являются величины затрат мощности в ступенях ЧНД

на трение и вентиляцию , содержание кислорода в

конденсате С^ и переохлаждение конденсата Аьк на выходе из конденсатора, а также величина потерь теплоты с потоками, поступающими в него помимо ЧНД.

Известно [92], что величина затрат мощности на трение и вентиляцию в последних ступенях турбины в безрасходном режиме работы ЧНД пропорциональна плотности вентилируемой среды или, в первом приближении, давлению в конденсаторе:

Значение коэффициента к для каждого типа турбин определяется экспериментально в широком диапазоне противодавлений (рк). Например, по данным [96] для турбин типа Т-50-130, при противодавлении 3,5-22 кПа величина к=-А2 кВт/кПа, а для турбин типа ПТ-60-130 при рК менее 15 кПа £=-54 кВт/кПа. Поэтому задача снижения затрат мощности в ступенях ЧНД сводится к поиску режимов работы конденсатора, обеспечивающих минимально возможное значение рк .

Основными параметрами, определяющими равновесное

содержание кислорода в конденсате (согласно зависи-

мости 1.7) являются давление в конденсаторе рк и массо-

г

вая концентрация С„ кислорода в находящейся в конден-

и2

саторе паровоздушной смеси. Таким образом, задача сни-

жения С0 напрямую связана с уменьшением рк .

Для анализа возможности решения указанных задач можно воспользоваться математической моделью конденсатора, в качестве которой обычно принимают зависимость вида:

Ь3 = Ь* + АЬВ + дЬ , (2.1)

где - температура насыщения при давлении в конденсаторе; ^ - температура охлаждающей воды на входе в конденсатор; АЬВ - разность температур охлаждающей воды на выходе и входе конденсатора {АЬБ = ^ - ) ; 5Ь - температурный напор конденсатора, т.е. разность между температурой насыщения при давлении в конденсаторе и охлаждающей воды на выходе из конденсатора {Зь = Ь3 — .

Первое слагаемое является внешним фактором.

Второе {АЬВ) зависит от двух внешних факторов - тепловой нагрузки конденсатора и расхода охлаждающей воды ы через него и может быть представлено в следующем виде:

к • С

где Бк - расход пара в конденсатор; Д1 - разность энтальпии пара и конденсата; С - теплоемкость охлаждающей воды. Третье слагаемое {8Ь) зависит не только от внешних, но и от внутренних факторов, т.е. от воздушной плотности вакуумной системы, степени чистоты трубок конденсатора и может быть представлено следующей зависимостью :

АЬВ

= -' (2'3)

Заключение диссертации по теме «Турбомашины и комбинированные турбоустановки», Шемпелев, Александр Георгиевич

ВЫВОДЫ

1. На базе проведенных оценок тепловых потерь в конденсаторах и определения количества теплоты, необходимого для поддержания их деаэрирующих свойств на заданном уровне, разработан ряд новых решений, направленных на снижение тепловых потерь с пароводяными потоками, поступающими в конденсатор помимо ЧНД.

2.Разработан, исследован и реализован на ряде турбо-установок способ, предусматривающий замещение конденсата рециркуляции, подаваемого в конденсатор, деаэрированной ХОВ более низкого теплового потенциала.

3.Отлажена и допущена к эксплуатации схема подачи ХОВ в деаэратор с предварительным подогревом ее в водоводя-ном подогревателе выходящей из деаэратора подпиточной ХОВ.

4. Для условий параллельной работы основного пучка, охлаждаемого циркуляционной водой, и встроенного пучка, в котором подогревается технологическая вода, разработан ряд решений, обеспечивающих подвод горячих пароводяных потоков к специально выделенной части встроенного пучка. Эти решения дают возможность существенно увеличить тепловую нагрузку встроенного пучка за счет снижения потерь теплоты с охлаждающей основной пучок циркуляционной водой. При этом предусмотрены меры, позволяющие регулировать указанную тепловую нагрузку.

5.Экспериментально подтверждена работоспособность новых . систем концевых уплотнений цилиндров турбин типа ПТ

60/75-130/13 и ПТ-80/100-130/13, реализующих принцип полного самоуплотнение и обеспечивающих полезное использование до 5-7 МВт теплоты.

6.Предложена регенеративная установка теплофикационной паровой турбины, предусматривающая поддержание давления в паровых пространствах охладителей эжектора уплотнений и сальникового подогревателя на заданном уровне за счет регулирования расхода основного конденсата через их трубные системы. Использование предлагаемой установки позволяет уменьшить присосы в вакуумную систему, поддерживать на минимальном уровне расход пара на уплотнения, обеспечить работу роторов турбины в стабильном температурном режиме. Кроме того, оборудование указанной установки дополнительным водоводяным теплообменником обеспечивает утилизацию избытка тепла конденсата рециркуляции и ХОВ.

7.Экспериментально установлена достаточно высокая эффективность (как утилизатора теплоты) опытно-промышленной установки, состоящей из отделенного от конденсатора смешивающего расширителя дренажей и во-доводяного подогревателя химически обессоленной воды.

215 ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Результаты выполненных исследований, разработанные на их базе и апробированные конструктивные, режимные и схемные решения, позволили решить ряд актуальных задач проблемы повышения экономичности и надежности теплофикационных турбоустановок;

2. Выполненные натурные исследования 18 теплофикационных турбин различных типов позволили оценить фактические тепловые нагрузки теплообменников, включенных в контур рециркуляции основного конденсата (охладители основных эжекторов, эжектора уплотнений и сальникового подогревателя).Установлено, что в реальных условиях работы турбоустановок суммарная величина указанных тепловых потоков в 1,5-2 раза превышает расчетные данные заводов-изготовителей турбин. При этом в режимах работы турбин по тепловому графику с охлаждением конденсатора циркуляционной водой потери теплоты с рециркуляцией основного конденсата могут составить до 2-4 % от общего расхода теплоты на турбоустановку;

3. Предложены методики расчета системы конденсатор-воздухоудаляющее устройство, позволяющие определять давление в конденсаторе и равновесное газосодержание воды на выходе из него при переменных паровых нагрузках, расходах и начальных температурах охлаждающей воды и пароводяных потоков, присосах воздуха в вакуумную систему и с учетом реальной характеристики воздухоуда-ляющего устройства. Проведенные исследования показали удовлетворительное соответствие результатов расчетов с использованием указанных методик и экспериментальных данных по конденсаторам различных типов.

4. Показана пригодность предложенных расчетных методик для создания математических моделей конденсаторов турбин и использования этих моделей для получения расчетных теплотехнических и деаэрирующих характеристик конденсаторов;

5. На основе выполненных комплексных , расчетных и экспериментальных исследований эффективности конденсационных установок турбин в переменных режимах обоснована концепция ввода водяных потоков в зону регенеративного подогрева конденсатора через специальные водораспределительные устройства. Сформулированы необходимые требования к конструктивному выполнению этих устройств и предложены конкретные варианты их исполнения. Реализация предложенной концепции позволила:

- уменьшить возможность выноса эрозионноопасной влаги к рабочим лопаткам последних ступеней;

- повысить деаэрирующую способность конденсаторов;

- создать условия для минимизации затрат тепла на деаэрацию конденсата, стекающего с трубного пучка и водяных потоков, поступающих в конденсатор помимо ЧНД;

6. Определены начальные параметры подпиточной воды и других потоков, необходимые для их глубокой деаэрации в конденсаторе. Установлено, что для обеспечения нормативного содержания кислорода в конденсате на выходе из конденсатора количество вводимых в зону регенеративного подогрева пароводяных потоков должно, как минимум, в 34 раза превышать вентиляционный пропуск пара через ЧНД.

7. С целью повышения деаэрирующих свойств конденсатора разработан и экспериментально проверен способ снижения массового расхода паровоздушной смеси, поступающей на эжекторы, за счет дополнительной конденсации паровой фазы из ее состава в специальных выносных охладителях. Использование предложенного способа позволяет снизить давление в конденсаторе на 0,4-0,8 кПа и остаточное содержание кислорода в конденсате на 3060 мкг/кг.

8. Предложены модернизированные схемы раздельного отсоса паровоздушной смеси из регенеративных и сетевых подогревателей и конденсатора с использованием водоструйных и пароструйных эжекторов. Реализация предложенных схем позволяет уменьшить количество воздуха, попадающего в конденсатор, на 50-75%, углубить в нем вакуум и снизить содержание кислорода в конденсате, стекающем с трубного пучка.

9. На базе проведенных оценок тепловых потерь и с учетом количества тепла, необходимого для поддержания деаэрирующих свойств конденсатора на заданном уровне предложены следующие технические решения позволяющие существенно снизить потери теплоты в теплофикационных паровых турбинах:

- предложен и реализован на нескольких турбоуста-новках способ замещения рециркуляции основного конденсата в конденсатор деаэрированной химически обессоленной водой более низкого теплового потенциала. Способ обеспечивает снижение потерь теплоты в конденсаторе на 2-3 МВт и надежную деаэрацию добавочной воды;

- для условий параллельной работы основного пучка, охлаждаемого циркуляционной водой, и встроенного пучка, в котором подогревается технологическая вода, разработан ряд решений, обеспечивающих подвод горячих пароводяных потоков к специально выделенной части встроенного пучка. Указанные решения реализованы на турбоустановках Т-50-130, Т-100-130 и ПТ-80-130/13 и позволили существенно увеличить тепловую нагрузку встроенного пучка за счет снижения потерь тепла с охлаждающей основной пучок циркуляционной водой;

- проведены исследования новых схем концевых уплотнений цилиндров турбин типа ПТ-60-130/13 и ПТ-80/100-130/13, реализующих принцип полного самоуплотнения и обеспечивающих полезное использование до 5-7 МВт теплоты. Отличительными особенностями предложенных технических решений является то, что отсос пара из уплотнений может осуществляться в теплообменник, включенный на подогрев обратной сетевой воды, а в случае отсутствия сетевой воды - в трубопровод нижнего теплофикационного отбора через специальный охладитель. Кроме того в схеме предусмотрена установка на линии отсоса пара из передних концевых уплотнений ЦВД специального обратного клапана, который предотвращает попадание горячего пара на заднее КУ ЦНД;

- предложена регенеративная установка теплофикационной паровой турбины, предусматривающая поддержание давления в паровых пространствах охладителей эжектора уплотнений и сальникового подогревателя на заданном уровне за счет регулирования расхода основного конденсата через их трубные системы. Использование предлагаемой установки позволяет уменьшить присосы воздуха в вакуумную систему, поддерживать на минимальном уровне расход пара на уплотнения, обеспечить работу роторов турбины в стабильном температурном режиме. Оборудование указанной установки дополнительным водо-водяным теплообменником обеспечивает утилизацию избытка тепла конденсата рециркуляции и химически обессоленной воды;

- проведены исследования опытно-промышленной установки, состоящей из отделенного от конденсатора смешивающего расширителя дренажей и водо-водяного подогревателя химически обессоленной воды. Показана высокая эффективность (как утилизатора теплоты) указанной установки .

10. Реализация предлагаемых решений позволяет практически полностью исключить потери теплоты в конденсаторе теплофикационной турбины с пароводяными потоками, поступающими в него помимо проточной части низкого давления, и обеспечить требуемое качество деаэрации этих потоков. Эффективность всех разработок подтверждается результатами экспериментальных исследований и опытно-промышленной эксплуатации, что дает возможность рекомендовать их для широкого внедрения на ТЭЦ.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Шемпелев, Александр Георгиевич, 1999 год

ЛИТЕРАТУРА

1. A.C. 1020741 (СССР). Конденсатор / Б.В.Штехман, Е.И.Литвинов, Е.Б.Кузьменко. -Опубл. в Б.И., 1983, №20.

2. A.C. 1101564 (СССР). Паротурбинная установка /Г.И.Метелица, В.Б.Грибов, В.И.Длугосельский и др. -Опубл. в Б.И., 1984, №25.

3. A.C. 1129390 (СССР). Способ восполнения конденсата теплофикационной многоцилиндровой паротурбинной установки /Г.А.Шапиро, В.П.Лагун, Л.Л.Симою, А.Г.Шемпелев, Е.И.Эфрос. -Опубл. в Б.И., 1984, №46.

4. A.C. 1163015 (СССР). Регенеративная и сетевая установка теплофикационной паровой турбины /Э.И.Тажиев, Э.И.Антонов, В.В.Куличихин и др. -Опубл. в Б.И., 1985, №23.

5. A.C. 1366779 (СССР). Система утилизации тепла пара концевых уплотнений паротурбинной установки /Н.Н.Трифонов, В.Ф.Ермолов, А.И.Фирсов и др. Опубл. в Б.И., 1988, № 72.

6. A.C. 1430561 (СССР). Часть низкого давления паровой теплофикационной турбины /Л.Л.Симою, В.П.Лагун, А.Б.Нафтулин, В.Ф.Гуторов, Н.А.Сорокин, Ю.Н.Неженцев, М.Я. Ицкович, Г.А. Шапиро, Е.И. Эфрос. -Опубл. в Б.И., 1988, №38.

7. A.C. 1495448 (СССР). Паротурбинная установка /Г.А.Шапиро, В.Ф.Гуторов, Е.И.Эфрос, Д.Н.Горячевский, А.Г.Шемпелев. -Опубл. в Б. И., 1989, №27.

8. A.C. 1539337 (СССР). Поворотная регулирующая диафрагма турбины /Г.А.Шапиро, А.Г.Шемпелев, В.М. Карцев, Е.И.Эфрос, С.Н.Иванов. -Опубл. в Б.И., 1990, №4 .

9. A.C. 1561589 (СССР). Система регенерации низкого давления паровой турбины /Г.А.Шапиро, А.Г.Шемпелев, В.М.Карцев. -Опубл.в В.И., 1990, №32.

10. A.C. 1613797 (СССР). Способ работы конденсационной установки паровой турбины /Г.А.Шапиро,

A.Г.Шемпелев, Г. И. Ефимочкин, В.М.Карцев. -Опубл. в

B.И., 1990, №46.

11. A.C. 1650925 (СССР). Паротурбинная установка /Г.И.Ефимочкин, Г.А.Шапиро, А.Г.Шемпелев, В.М.Карцев. -Опубл. в Б.И., 1991, №19.

12. A.C. 620642 (СССР). Система удаления парогазовой смеси турбоустановки /Е.И.Ефремов. -Опубл. в Б.И., 1978, №31.

13. A.C. 659771 (СССР). Теплосиловая установка /Е.П.Ковалев, Н.А.Зеленов. -Опубл. в Б.И., 1979, №16.

14. A.C. 857519 (СССР). Паротурбинная установка /Г.И.Метелица, В.Б.Грибов, В.И.Длугосельский. Опубл. в Б.И., 1981, №81.

15. A.C. 878975 (СССР). Выхлопной патрубок паровой турбины /В.П.Лагун, Л.Л.Симою, А.Б.Нафтулин, Ю.В.Нахман, В.А.Матвеенко, С.А.Майзель, Г.А.Шапиро, В.И.Гайдис, М.М.Третьяков, И.В.Давлют, Е.И.Эфрос. -Опубл. в Б.И., 1981, №41.

16. Акименкова В.М., Гришфельд В.Я. Исследование летних режимов работы ТЭЦ с турбинами Т-100-130 при обо-

ротной системе водоснабжения - Теплоэнергетика, 1972, № 2 с. 75-77

17. Акименкова В.М., Гришфельд В.Я. Определение аналитических выражений для тепловых характеристик теплофикационных турбин методом планирования эксперимента. - Теплоэнергетика 1970 № 11 с. 48-51

18. Баринберг Г. Д. Тепловая экономичность турбины Т-100/120-130 на режимах работы по тепловому графику при наличии и отсутствии пропусков пара в ЦНД -Электрические станции, 1990, № 7 с.43-47.

19. Бененсон Е.И., Баринберг Г.Д. Исследование тепловой экономичности турбины Т-100/120-130 в режимах работы с обеспаренным цилиндром низкого давления. Сборник научных трудов ВТИ «Оптимизация режимов работы цилиндров низкого давления мощных теплофикационных турбин» М.: Энергоатомиздат, с.42-46.

20. Бененсон Е.И., Иоффе A.C. Теплофикационные паровые турбины М.: Энергоиздат, 1986, 271 с.

21. Берман Л.Д. К инженерному тепловому расчету конденсаторов паровых турбин. - Теплоэнергетика, 1975, №10, с.34-39.

22. Берман Л.Д. О распределении концентраций газов в конденсате, образующемся в конденсаторах паровых турбин. - Электрические станции. 1984, №1 с.19-22.

23. Берман Л.Д. Материалы и защита от коррозии конденсаторных трубок. - Энергохозяйство за рубежом. 1975, №4, с.16-21.

24. Берман Л.Д. Работа конденсационных установок на переменных режимах - Изв. ВТИ, 1950, №9, с. 5-12.

25. Берман Л.Д., Зернова Э.П. Зависимость коэффициента

теплопередачи конденсаторов паровых турбин от режимных условий. - Изв. вузов. Энергетика, 1980, №9, с.48-55.

26. Берман Л.Д., Ефимочкин Г.И., Зернова Э.П. Конструкции, расчет и исследование конденсационных устройств крупных паровых турбин в Великобритании. -Теплоэнергетика, 1977, № 9, с. 88-92.

27. Верман Л.Д., Зингер Н.М. Воздушные насосы конденсационных установок паровых турбин - М. : ГЭИ, 1962. 96 с.

28. Берман Л.Д., Фукс С.Н. Массообмен в конденсаторе с горизонтальными трубками при содержании пара в воздухе. - Теплоэнергетика, 1958, № 8, с. 66-74.

29. Берман Л.Д., Фукс С.Н. Расчет поверхностных тепло-обменных аппаратов для конденсации пара из паровоздушной смеси. - Теплоэнергетика, 1959, № 7> с. 7 489.

30. Богданов Н.Б., Сутоцкий Г.П., Секретарь В.Э. Водно-химический режим конденсатора блока 300 МВт. -Энергомашиностроение, 1982, № 4, с 4-7.

31. Бродов Ю.М., Савельев Р.З. Конденсационные установки паровых турбин - М. : Энергоатомиздат, 1994, 287с.

32. Бухман Г.Д., Туева A.A. Деаэрация добавочной воды в конденсаторах турбин - Электрические станции, 1959, № 7 с. 38-41.

33. Вибропрочностные исследования рабочих лопаток ЦНД мощной паровой турбины /А.Ю.Кондаков, Л.Л.Симою, В.П.Лагун и др. - Теплоэнергетика, 1986, № 12, 2831.

34. Влияние свойств и параметров инжектируемого пара на работу пароструйного эжектора /Г.Г.Шкловер, О.О.Мильман, А.В.Герасимов, А.Г.Капитальный - Теплоэнергетика 1977 № 12 с. 55-57.

35. Возбуждение аксиальных колебаний колес паровых турбин в эксплуатационных условиях /И.П.Усачев, Э.Н.Ефименко, В.В.Ильиных и др. - Энергомашиностроение, 1981, №3, с.5-9.

36. Газодинамические исследования проточной части низкого давления мощных паровых турбин /В.П.Лагун, Л.Л.Симою и др. - В кн.: Котельные и турбинные установки энергетических блоков: Опыт освоения. / Под ред. В.Е.Дорощука М.: 1971, гл. 6, с.157-171.

37. Гришук И.К. О механизме обогащений кислородом конденсата отработавшего пара в конденсаторе турбины, - Теплоэнергетика, 1961, № 3, с. 40-45.

38. Дагаев С.А., Осипенко Е.В. Температурное состояние цилиндра низкого давления турбины Т-100-130 при нулевых вентиляционных пропусках пара. Сборник научных трудов ВТИ «Оптимизация режимов работы цилиндров низкого давления мощных теплофикационных турбин». - М.: Энергоатомиздат, 1989, с.34-41.

39. Денисов Э.П., Дорощенко A.B., Григорьев В.Ю. Влияние присосов воздуха на работу конденсационной установки. - Теплоэнергетика, № 1, 1997, с.55-59.

40. Ермолов В.Ф., Николаев Г.В., Максимов К.И. Деаэра-ционные испытания конденсатора 300 КЦС-1 - Тр. ЦКТИ, вып. 94, 1969, с.63-70.

41. Ефремов Е.И., Жилин И. А. Повышение эффективности вакуумной системы турбоагрегата Т-100-130. - Энер-

гетик № 5, 1974, с.24-25. 42. Заявка на ПМ № 98112986 пр. 8.07.98. Конденсатор паровой турбоустановки / Е.И.Эфрос, А.Г.Шемпелев -Положительное решение от 3.08.98. 43.. Заявка на ПМ № 98118707 пр.13.10.98. Регенеративная установка теплофикационной паровой турбины /Е.И.Эфрос, А.Г.Шемпелев - Положительное решение от 10.01.99.

44. Заявка на ПМ № 98112064 пр.22.06.98. Система удаления парогазовой смеси турбоустановки / Е.И.Эфрос,

A.Г.Шемпелев, Б.Е.Смирнов - Положительное решение от 28.0" . 98.

45. Заявка на. ПМ № 98120007 пр. 05.11.98. Теплофикационная паротурбинная установка /Е.И.Эфрос, Л.Л.Симою, В.П.Лагун, В.Ф.Гуторов А.Г.Шемпелев -Положительное решение от 4.12.98.

46. Заявка на ПМ № 98108960 пр. 18.05.98. Теплоэнергетическая установка /Е.И.Эфрос, А.Г.Шемпелев,

B.Ф.Гуторов - Положительное решение от 2 9.06.98.

47. Иванов В.В. Водоструйные эжекторы для турбин мощностью 10 0, 250 и 800 МВт. Сборник научных трудов ВТИ. Конденсатор и система регенерации паровых турбин. - М.: Энергоатомиздат, 1985, 37 с.

48. Инструкция по проведению экспресс-испытаний турбоустановки ПТ-60-130/13 ЛМЗ. - М.: Союзтехэнерго, 1977.

49. Инструкция по проведению экспресс-испытаний турбоустановки Т-100-130 ТМЗ. - М.: Союзтехэнерго, 1978.

50. Исследование температурного состояния ЧНД турбин ПТ-60-130/13 при работе с закрытой регулирующей диафрагмой низкого давления /Г.А.Шапиро, Ю.В.Нахман, Е.И.Эфрос и др. - Теплоэнергетика, 1980, № 6, с.31-34.

51. К вопросу о деаэрирующей способности вакуумного конденсатора пара /Шкловер Г.Г., Васильев К.В., Герасимов М.Д. и др. - Теплоэнергетика, 1960, № 10, с.11-13.

52. К вопросу об аэрации стекающего конденсата в конденсаторе. /Николаев Г.В., Походий В.И., Промыслов A.A. и др. - Энергомашиностроение, 1979, № 9, с. 13-16.

53. Калашников H.A. Влияние штатных вводов в конденсатор конденсата и химически очищенной воды на -тепловое состояние цилиндра низкого давления турбины Т-100-130. Сборник научных трудов ВТИ «Оптимизация режимов работы цилиндров низкого давления мощных теплофикационных турбин». - М. : Энергоатомиздат, 1989, с.46-52.

54. Кафаров В.В. Основы массопереноса. - М. : Высшая школа, 1972, 494 с.

55. Кирш А.К. Деаэрация в конденсаторах паровых турбин. - Теплоэнергетика, 1962, №10 с.35-41.

56. Кирш А.К. Методы и результаты испытаний конденсаторов паровых турбин и опыт эксплуатации конденсационных установок. - Теплоэнергетика, 1978, № 2, с.89-91.

57. Клямкин C.JI. Тепловое испытание паротурбинных установок электростанций. - М.: Государственное энерге-

тическое издательство, 1961, 408 с.

58. Колебанов М.Д., Юрков Э.В. Влияние режима работы на динамические напряжения в рабочих лопатках последней ступени теплофикационной турбины. - Электрические станции, 1979, № 10, с.30-33.

59. Колебанов М.Д., Юрков Э.В., Шапиро Г. А. Влияние расхода пара и давления в конденсаторе на вибрацию рабочих лопаток последних ступеней теплофикационной турбины. - Электрические станции, 1978, № б, с. 2224

60. комплексные вибропрочностные и газодинамические исследования последней ступени мощной паровой турбины / Симою JT.J1., Лагун В. П., Письмин И.Н. и др. - Теплоэнергетика, 1990, № 5, с. 14-18

61. Концепция РАО «ЕЭС России» технической и организационно-экономической политики в области теплофикации и централизованного теплоснабжения.-М., 197 7 г.

62. Костюк А.Г. Колебания рабочих венцов последних ступеней паровой турбины в нерасчетных условиях работы - Теплоэнергетика, 1983, № 1 с. 22-26

63. Манурин Ю.К. Техническое состояние лопаточного аппарата последних ступеней теплофикационных турбин. Сборник научных трудов ВТИ «Оптимизация режимов работы цилиндров низкого давления мощных теплофикационных турбин. - М.: Энергоатомиздат, 1989, с.73-77.

64. Методические указания 34-70-093-84 по тепловым испытаниям паровых турбин. - М. : СПО Союзтехэнерго, 1986 г.

65. Методические указания по испытанию сетевых подогревателей МУ-34-70-001-82. - М.: СПО Союзтехэнерго,

1982 г.

66. Методические указания по испытаниям конденсационных установок паровых турбин. МУ-34-70-010-82. - М. : СПО Союзтехэнерго, 1982 г.

67. Методические указания 34-703005382 по испытанию ПНД. - М.: СПО Союзтехэнерго 1982 г.

68. Налимов В.В., Чернова H.A. Статистические методы планирования экстремальных экспериментов. - М: Наука, 1965 г, 326 с.

69. Новая система охлаждения выхлопных частей конденсационных и теплофикационных турбин /Л.Л.Симою, В.П.Лагун, С.А.Майзель, Г.А.Шапиро. В кн. «Повышение надежности лопаток последних ступеней паровых турбин». Тез. докл. Всесоюзного научн. техн. совещ. /Всесоюзный теплотехнический НИИ им. Ф.Э. Дзержинского. - М., 1981, с.36-38.

70. Оликер И.И., Пермяков В. А. Термическая деаэрация воды на тепловых электростанциях. - Л.: Энергия, 1971, 185 с.

71. Орлик В.Г. Предотвращение тепловых ударов в концевых уплотнениях паровых турбин. - Электрические станции, 1983, № 6, с.24-26.

72. Особенности работы последних ступеней ЦНД на малых нагрузках и холостом ходу /В.П.Лагун, Л.Л.Симою и др. - Теплоэнергетика, 1971, № 2, с.21-24.

73. Пат. №1816872, Россия МКИ F01D21/00. Система каскадного слива греющего пара подогревателей теплофикационной паровой турбины при ступенчатом подогреве сетевой воды /Баринберг Г.Д., Вененсон Е.И., Гольд-берг И.И. /Б.И. 1989, № 27.

74. Правила технической эксплуатации электрических станций и сетей. - М.: Энергоатомиздат, 1989 г, 287 с.

75. Преображенский В. П. Теплотехнические измерения и приборы. - М.: Энергия, 1978, 703 с.

76. Промыслов A.A., Тушаков Н.С. О минимально возможном кислородосодержании в конденсате на выходе из конденсатора судовой ПТУ. - Энергомашиностроение, 1977, № 2, с. 35-42.

77. Разумов Г.Н. Шабалаев В.Х Повышение деаэрирующей способности и экономичности конденсаторов турбин Т-110/120-130-3 ТМЗ - Электрические станции 1983. № 4 с.63-65

78. Разработка и промышленные исследования деаэрацион-ных устройств для конденсатосборников теплофикационных турбин. /Жгилев В.И., Тесис A.M., Расторгуева H.A., Сухарев М.П. - Промышленная теплоэнергетика 1979, № 8, с. 21-24.

79. РД 50-213-80 Правила измерения расхода жидкости и газов стандартными сужающими устройствами. - М: Изд-во стандартов, 1980, 106с.

80. Руководящие указания по тепловому расчету поверхностных конденсаторов мощных турбин тепловых и атомных электростанций. - М: СПО Союзтехэнерго, 1982, 407 с.

81. Рыжков В.К., Неженцев Ю.Н., Лиснянский Ф.А. Теплофикационная паровая турбина типа Т-180/210-130. -Энергомашиностроение, 1978, № 4, с.7-10.

82. Сахаров A.M. Тепловые испытания паровых турбин. -М.: Энергоатомиздат, 1990, 238с.

83. Свидетельство на ПМ № 8412 (РФ). Теплосиловая установка /Е.И.Эфрос, А.Г.Шемпелев, Б.Е.Смирнов. Опубл. 1998 г, Бюл. № 11-98.

84. Система деаэрации химически обессоленной воды в конденсаторах теплофикационных турбин /Тесис A.M., Шемпелев А.Г., Расторгуева А.Н., Окунев Л.П., Миронова Н.И. - Электрические станции, 1987, № 4, с . 2 932.

85. Сравнительные испытания пароструйных и водоструйных эжекторов на турбине Т-250/300-240 ТМЗ ТЭЦ-23 /Ефимочкин Г.И., Иванов В.В., Альбертинский Л.И. и др. Мосэнерго. - Электрические станции, 1982, №8, с.20-23.

86. Столяров Б.М., Исследование деаэрации конденсата в конденсаторах паровых турбин. - Автореферат дис. на соиск. учен. ст. канд. Техн. наук. МВТИ, 1970, 24с.

87. Столяров Б.М., Шмиголь И.Н. Деаэрирующая способность конденсатора турбины К-150-130ХТГЗ. - Теплоэнергетика, 1963, № 8, с. 16-19..

88. Столяров Б.М., Шмиголь И.Н. Деэрирующая способность конденсатора турбины К-300-240. - Теплоэнергетика, 1970, № 8, с.8-11.

89. Температурные измерения. /Геращенко O.A., Гордеев А.Н., Лах В.И. и др. - Киев Наукова думка, 1984, 494с.

90. Тепло- и массообмен. Теплотехнический эксперимент. Справочник под ред. Григорьева В.А. и Зорина В.М. -М.: Энергоиздат, 1982, 463с.

91. Тесис A.M. Исследование деаэрирующей способности конденсатора головного образца турбины Т-175/210-

130. Сборник научных трудов ВТИ. Конденсатор и система регенерации паровых турбин. - М. : Энергоатом-издат, 1985, с. 23-30.

92. Тесис A.M., В.И. Жгилев, Расторгуева H.A. Раздельное удаление парогазовой смеси из подогревателей и конденсаторов теплофикационной турбоустановки 100 МВт. - Электрические станции, 1976, с.74-75.

93. Тушаков Н.С., Промыслов A.A. Экспериментальное исследование аэрации и деаэрации конденсата в конденсаторе паротурбинной установки. - Энергомашиностроение, 1981, № б.

94. Урьев Е.В. Вибрационная надежность паровых турбин и методы ее повышения. Автореферат диссертации на соискание ученой степени д.т.н. - М.: 1997.

95. Шапиро Г.А. Исследование эрозионноопасных режимов теплофикационных турбин. - В кн. Повышение надежности лопаток последних ступеней паровых турбин. Тез. докл. Всесоюзн. нучн.-техн. совещ. /Всесоюзн. теп-лотехн. НИИ им. Ф.Э.Дзержинского, М. 1981, с. 28-30

96. Шапиро Г.А. Повышение эффективности работы ТЭЦ. -М.: Энергоиздат, 1981, -200 с.

97. Шапиро Г.А., Шемпелев А.Г. Разработка способов снижения потерь теплоты в теплофикационных паровых турбинах и улучшение деаэрирующей способности их конденсаторов. - В кн.: Оптимизация схем и режимов работы энергосистем. Тез. докл. науч.-техн. конф./Киров, 1985, с.4.

98. Шапиро Г.А., Эфрос Е.И., Шемпелев А.Г. Модернизация концевых уплотнений цилиндров турбины. - В кн.: Экономия энергетических ресурсов. Тез. докл. науч.-

техн. конф./Киров, 1987, с.27.

99. Шапиро Г.А., Шемпелев А.Г. Новые способы утилизации теплоты пара теплофикационных турбин. - В кн. : Повышение эффективности энергосистем. Тез. докл. науч.-техн. конф./Киров, 1990, с.33.

100. Шемпелев А.Г., Сущих В.М. Расчет и диагностика вакуумного конденсатора пара с учетом характеристик его воздухоудаляющего устройства. - Сб. науч. тр. (№2) ВятГТУ/Киров, 1997, с.116-118.

101. Щемпелев А.Г. О минимально возможном среднем кисло-родосодержании конденсата на трубном пучке конденсатора паровой турбины. - Сб. науч. тр. (№2) Вят-ГТУ/Киров, 1997, с.118-120.

102. Шапиро Г.А., Эфрос Е.И., Шемпелев А.Г. Результаты модернизации и исследования регулирующих диафрагм теплофикационных турбин - Теплоэнергетика, 1990. № 11 с. 56-60

103. Шкловер Г.Г., Мильман 0.0. Исследование и расчет конденсационных устройств паровых турбин. - М. : Энергоатомиздат, 1985, 240 с.

104. Эрозия выходных кромок рабочих лопаток последних ступеней паровых турбин / В.П. Лагун, Л.Л. Симою, О.В. Нахман и др. -Теплоэнергетика, 1977, №10, с.12-17.

105. Эфрос Е.И., Скопин В.В., Шемпелев А.Г. Снижение те-плопотерь в конденсаторах ТЭЦ посредством подачи в них значительного количества химически обессоленной воды. - Деп. ВИНИТИ № 3123-В97, 1997, 16 с.

106. Эфрос Е.И., Шемпелев А.Г. Некоторые способы снижения теплопотерь в конденсаторах теплофикационных

турбин на базе самоуплотнения цилиндров. - Сб. матер. т.2.. Per. науч.-техн. конф./Киров, 1998, с.152-154.

107. Эфрос Е.И., Шемпелев А.Г., Смирнов Б.Е. Экспериментальная оценка составляющих величин суммарного теплового потока в конденсаторы теплофикационных турбин.- Сб. матер, т.2. Per. науч.-техн- конф./Киров, 1998, с.157-158.

108. Эфрос Е.И., Шемпелев А.Г., Смирнов Б.Е. Разработка способов снижения теплопотерь в конденсаторах с использованием выносных расширителей дренаже. - Сб. матер, т.2. Per. науч.- техн. конф./Киров, 1998, с.158-159.