Реферат

на тему:

«Паровые турбины как основной двигатель на тепловых электростанциях»

История развития паровых турбин

Представим себе закрытый металлический сосуд (котел), частично заполненный водой. Если под ним зажечь огонь, то вода начнет нагреваться, а затем закипит, превращаясь в пар. Давление внутри котла будет повышаться, и если стенки его недостаточно прочны, он может даже взорваться. Это показывает, что в паре накопился запас энергии, который, наконец, проявил себя взрывом. Нельзя ли заставить пар совершать какую-либо полезную работу? Этот вопрос уже очень давно занимал ученых. История науки и техники знает много интересных изобретений, в которых человек стремился использовать энергию пара. Некоторые из этих изобретений были полезными, другие были просто хитроумными игрушками, но, по крайней мере, два изобретения надо назвать великими; они характеризуют целые эпохи в развитии науки и техники. Эти великие изобретения – паровая машина и паровая турбина. Паровая машина, получившая промышленное применение во второй половине XVIII в., совершила переворот в технике. Она быстро стала главным двигателем, применяемым в промышленности и на транспорте. Но в конце XIX и начале XX вв. достижимая мощность и быстроходность паровой машины уже стали недостаточными.

Назрела необходимость в строительстве крупных электрических станций, для которых был нужен мощный и быстроходный двигатель. Таким двигателем стала паровая турбина, которая может быть построена на огромные мощности при высоком числе оборотов. Паровая турбина быстро вытеснила паровую машину с электрических станций и крупных пароходов.

История создания и совершенствования паровой турбины, как и всякого крупного изобретения, связана с именами многих людей. Более того, как обычно бывает, основной принцип действия турбины был известен задолго до того, как уровень науки и техники позволил построить турбину.

Принцип действия паровой машины заключается в использовании упругих свойств пара. Пар периодически поступает в цилиндр и, расширяясь, совершает работу, перемещая поршень. Принцип действия паровой турбины иной. Здесь пар расширяется, и потенциальная энергия, накопленная в котле, переходит в скоростную (кинетическую) энергию. В свою очередь кинетическая энергия струи пара превращается в механическую энергию вращения колеса турбины.

Историю развития турбины начинают с шара Герона Александрийского и колеса Бранка. Возможность использования энергии пара для получения механического движения была отмечена известным греческим ученым Героном Александрийским более 2000 лет назад. Им был построен прибор, названный шаром Герона (рис. 1).

Шар мог свободно вращаться в двух опорах, изготовленных из трубок. По этим опорам пар из котла поступал в шар и далее выходил в атмосферу по двум изогнутым под прямым углом трубкам. Шар вращался под действием реактивных сил, возникающих при истечении струй пара.

Другой проект описан в сочинении итальянского ученого Джиовани Бранка (1629 г.). В верхнюю часть котла вставлена трубка (рис. 2).

Так как давление пара внутри котла больше, чем атмосферное давление воздуха вокруг котла, то пар устремляется по трубке наружу.

Из свободного конца трубки бьет струя пара и, попадая на лопасти колеса, заставляет его вращаться.

Модель Герона и колесо Бранка не являлись двигателями, но они уже указывали возможные пути получения механического движения за счет энергии движущего пара.

В принципах действия шара Герона и колеса Бранка есть различие. Шар Герона, как уже было сказано, вращается под действием реактивных сил. Это те же силы, которые толкают ракету. Из механики известно, что струя, выталкиваемая из сосуда под действием давления, со своей стороны давит на сосуд в направлении, противоположном направлению истечения. Это очевидно на основании третьего закона Ньютона, по которому сила, выталкивающая струю, должна быть равна и противоположна по направлению силе реакции струи на сосуд.

В турбинке Бранка потенциальная энергия пара сначала переходит в кинетическую энергию струи, бьющей из трубки. Затем при ударе струи в лопасти колеса часть кинетической энергии пара переходит в механическую энергию вращения колеса.

Если шар Герона движется реактивными силами, то в турбинке Бранка используется так называемый активный принцип, так как колесо черпает энергию из активной струи.

Наибольший сдвиг в конструктивном оформлении паровой турбины и дальнейшем ее развитии наметился в конце позапрошлого столетия, когда в Швеции инж. Густав Лаваль и в Англии Чарльз Парсонс независимо друг от друга стали работать над созданием и усовершенствованием паровой турбины. Достигнутые ими результаты позволили паровой турбине со временем стать основным типом двигателя для привода генераторов электрического тока и получить широкое применение в качестве двигателя для гражданских и военных кораблей. В паровой турбине Лаваля, созданной в 1883 г., пар поступает в одно или несколько параллельно включенных сопел, приобретает в них значительную скорость и направляется на рабочие лопатки, расположенные на ободе диска, сидящего на валу турбины, и образующие решетку рабочих каналов.

Усилия, вызванные поворотом струи пара в каналах рабочей решетки, вращают диск и связанный с ним вал турбины. Отличительной особенностью этой турбины является то, что расширение пара в соплах от начального до конечного давления происходит в одной ступени, что обусловливает очень высокие скорости потока пара. Преобразование кинетической энергии пара в механическую происходит без дальнейшего расширения пара лишь вследствие изменения направления потока в лопаточных каналах.

Турбины, построенные по этому принципу, т.е. турбины, в которых весь процесс расширения пара и связанного с ним ускорения парового потока происходит в неподвижных соплах, получили название активных турбин.

При разработке активных одноступенчатых турбин был решен ряд сложных вопросов, что имело чрезвычайно большое значение для дальнейшего развития паровых турбин. Были применены расширяющиеся сопла, которые допускают большую степень расширения пара и позволяют достигнуть высоких скоростей истечения парового потока (1200–1500 м/сек). Для лучшего использования больших скоростей потока пара Лаваль разработал конструкцию диска равного сопротивления, допускавшего работу с большими окружными скоростями (350 м/сек). Наконец, в одноступенчатой активной турбине были применены такие высокие числа оборотов (до 32 000 об/мин), которые намного превышали числа оборотов распространенных в то время двигателей. Это привело к изобретению гибкого вала, частота свободных колебаний которого меньше частоты возмущающих усилий при рабочем числе оборотов.

Несмотря на ряд новых конструктивных решений, использованных в одноступенчатых активных турбинах, экономичность их была невысока. Кроме того, необходимость применения редукторной передачи для снижения числа оборотов ведущего вала до уровня числа оборотов приводимой машины также тормозила в то время развитие одноступенчатых турбин и в особенности увеличение их мощности. Поэтому турбины Лаваля, получив вначале развития турбостроения значительное распространение в качестве агрегатов небольшой мощности (до 500 кВт), в дальнейшем уступили место другим типам турбин.

Паровая турбина, предложенная в 1884 г. Парсонсом, принципиально отличается от турбины Лаваля. Расширение пара в ней производится не в одной сопловой группе, а в ряде следующих друг за другом ступеней, каждая из которых состоит из неподвижных направляющих аппаратов (сопловых решеток) и вращающихся лопаток.

Направляющие лопатки закреплены в неподвижном корпусе турбины, рабочие лопатки располагаются рядами на барабане. В каждой ступени такой турбины срабатывается перепад давления, составляющий лишь небольшую долю полного перепада между давлением свежего пара и давлением пара, покидающего турбину. Таким образом, оказалось возможным работать с небольшими скоростями парового потока в каждой ступени и с меньшими окружными скоростями рабочих лопаток, чем в турбине Лаваля. Кроме того, расширение пара в ступенях турбины Парсонса происходит не только в сопловой, но и в рабочей решетке. Поэтому на рабочие лопатки передаются усилия, вызванные не только изменением направления потока пара, но и ускорением пара в пределах рабочей решетки, вызывающим реактивное усилие на рабочие лопатки турбины.

Ступени турбины, в которых применяется расширение пара и связанное с ним ускорение парового потока в каналах рабочих лопаток, получили название реактивных ступеней. Таким образом, показанная на рис. 4 турбина явилась типичным представителем многоступенчатых реактивных паровых турбин.

Принцип последовательного включения ступеней, в каждой из которых используется лишь часть располагаемого теплового перепада, оказался очень плодотворным для последующего развития паровых турбин. Он позволил достигнуть в турбине высокой экономичности при умеренных числах оборотов ротора турбины, допускающих непосредственное соединение вала турбины с валом генератора электрического тока. Этот же принцип дал возможность выполнять турбины очень большой мощности, достигающей нескольких десятков и даже сотен тысяч киловатт в одном агрегате.

Многоступенчатые реактивные турбины в настоящее время имеют широкое распространение, как в стационарных установках, так и во флоте.

Развитие активных паровых турбин пошло также по пути последовательного расширения пара не в одной, а в ряде ступеней, расположенных друг за другом. В этих турбинах ряд дисков, укрепленных на общем валу, разделен перегородками, получившими название диафрагм, в которых расположены неподвижные сопловые решетки. В каждой из построенных таким образом ступеней происходит расширение пара в пределах части общего располагаемого теплопадения. В рабочих решеткам происходит лишь преобразование кинетической энергии парового потока без дополнительного расширения пара в каналах рабочих лопаток. Активные многоступенчатые турбины получили широкое распространение в стационарных установках, они применяются также в качестве судовых двигателей.

Наряду с турбинами, в которых пар движется в направлении оси вала турбины (аксиальными), были созданы конструкции радиальных турбин, в которых пар течет в плоскости, перпендикулярной оси турбины. Из последних наиболее интересной является радиальная турбина, предложенная в 1912 г. в Швеции братьями Юнгстрем.

Рис. Схематический чертеж радиальной турбины Юнгстрем:

1,2 – диски турбины; 3 – паропроводы свежего пара; 4, 5 – валы турбины; 6, 7 – лопатки промежуточных ступеней

На боковых поверхностях дисков 1 и 2 кольцами постепенно возрастающего диаметра располагаются лопатки реактивных ступеней. Пар в турбину подводится по трубам 3 и далее через отверстия в дисках 1 и 2 направляется к центральной камере. Отсюда он течет к периферии через каналы лопаток 6 и 7, укрепленных на обоих дисках. В отличие от обычной конструкции в турбине Юнгстрем нет неподвижных сопловых решеток или направляющих лопаток. Оба диска вращаются во встречных направлениях, так что мощность, развиваемая турбиной, должна передаваться валами 4 и 5. Принцип встречного вращения роторов позволяет выполнить турбину очень компактной и экономичной.

С начала 90-х годов развитие паровых турбин идет исключительно быстрым темпом. Это развитие в значительной степени определилось таким же быстрым параллельным развитием электрических машин и широким внедрением электрической энергии в промышленность. Экономичность паровой турбины и мощность ее в одном агрегате достигли высоких значений. По своей мощности турбины далеко превзошли мощности всех без исключения других типов двигателей. Имеются турбины мощностью 500 МВт, связанные с генератором электрического тока, причем доказана возможность выполнения еще более мощных агрегатов, по крайней мере до 1000 МВт.

В развитии парового турбостроения можно отметить несколько этапов, которые сказались на конструктивном выполнении турбин, построенных в различные периоды времени.

В период до империалистической войны 1914 г. уровень знаний в области работы металлов при высоких температурах был недостаточен для применения пара высоких давлений и температуры. Поэтому до 1914 г. паровые турбины строились преимущественно для работы паром умеренного давления (12 – 16 бар), с температурой до 350 °С.

В отношении повышения мощности единичного агрегата уже в начальный период развития паровых турбин были достигнуты большие успехи.

В 1915 г. мощность отдельных турбин достигала уже 20 МВт. В послевоенный период, начиная с 1918–1919 гг., продолжает сохраняться тенденция к повышению мощности. Однако в дальнейшем конструкторами турбин преследовалась задача повышения не только мощности агрегата, но и числа оборотов турбин большой мощности при выполнении их с одним генератором электрического тока.

Наиболее мощной быстроходной турбиной в мире в свое время (1937 г.) была турбина Ленинградского металлического завода, построенная на 100 МВт при 3000 об/мин.

В период до империалистической войны 1914 г. турбостроительные заводы в большинстве случаев выпускали турбины с ограниченным числом ступеней, размещенных в одном корпусе турбины. Это позволило выполнять турбину очень компактными и относительно дешевыми. После войны 1914 г. напряженность в топливоснабжении, которую испытывало большинство стран, потребовала всемерного повышения экономичности турбинных агрегатов.

Было установлено, что максимального КПД турбины можно достигнуть, применяя малые тепловые перепады в каждой ступени турбины и соответственно строя турбины с большим числом ступеней. В связи с этой тенденцией возникли конструкции турбин, которые даже при умеренных параметрах свежего пара имели чрезвычайно большое число ступеней, достигающее 50 – 60.

Большое число ступеней приводило к необходимости создавать турбины с несколькими корпусами даже в том случае, когда турбина соединялась с одним электрическим генератором.

Таким образом, стали распространяться двух- и трехкорпусные турбины, которые, отличаясь высокой экономичностью, были очень дорогими и громоздкими.

В последующем развитии турбостроения в этом вопросе также наметилось известное отступление в сторону упрощения конструкции турбины и сокращения числа ее ступеней. Турбины мощностью до 50 МВт при 3000 об/мин довольно долго строились только двухкорпусными. Новейшие конденсационные турбины такой мощности, выпускаемые передовыми заводами, строятся однокорпусными.

Одновременно с конструктивными усовершенствованиями турбин умеренного давления (в 20 – 30 бар) в период с 1920 по 1940 г. стали распространяться более экономичные установки высокого давления, достигающего 120 – 170 бар.

Применение пара высоких параметров, существенно повышающее экономичность турбинной установки, потребовало новых решений в области конструирования паровых турбин. Значительные успехи были достигнуты в деле применения легированных сталей, имеющих достаточно высокий предел текучести и малые скорости ползучести при температурах 500 – 550° С.

Наряду с развитием конденсационных турбин уже в начале этого столетия начинают применяться установки для комбинированной выработки электрической энергии и тепла, которые потребовали построения турбин с противодавлением и промежуточным отбором пара. Первая турбина с регулированием постоянства давления отбираемого пара была построена в 1907 г.

Условия капиталистического хозяйства препятствуют, однако, использованию всех преимуществ комбинированной выработки тепла и электрической энергии. В самом деле, емкость теплового потребления за границей в большинстве случаев ограничивается потреблением предприятия, на котором устанавливается турбина. Поэтому турбины, допускающие использование тепла отработавшего пара, за границей чаще всего строятся на небольшие мощности (до 10 – 12 МВт) и рассчитываются на обеспечение теплом и электрической энергией лишь индивидуального промышленного предприятия. Характерно, что наиболее крупные (25 МВт, а затем 50 и 100 МВт) турбины с отбором пара были построены в Советском Союзе, так как плановое развитие народного хозяйства создает благоприятные условия для комбинированной выработки тепла и электрической энергии.

В послевоенный период во всех технически развитых европейских странах, а также в США наблюдается все ускоряющееся развитие энергетики, которое приводит ко все большему росту мощности энергетических агрегатов. Одновременно сохраняется тенденция применения все более высоких начальных параметров пара.

Конденсационные одновальные турбины достигают мощности 500 – 800 МВт, а при двухвальном исполнении уже построены установки мощностью 1000 МВт.

По мере увеличения мощностей целесообразным являлось и повышение начальных параметров пара, которые последовательно выбирались на уровне 90, 130, 170, 250 и, наконец, 350 бар, при этом повышались также и начальные температуры, которые составили 500, 535, 565, 590, а в отдельных случаях до 650° С. Следует иметь в виду, что при температурах, превышающих 565° С, приходится применять очень дорогие и менее изученные стали аустенитного класса. Это привело к тому, что в последнее время наблюдается тенденция к некоторому отступлению в область температур, исключающих необходимость использования аустенитных сталей, т.е. температур на уровне 540° С.

Большое значение для развития турбин малой мощности и, в особенности для развития судовых паровых турбин имели успехи, достигнутые в 1915–1920 гг. в области построения редукторов. До этого времени судовые турбины выполнялись на число оборотов, равное числу оборотов гребных винтов, т.е. 300 – 500 об/мин, что снижало экономичность установки и приводило к большим габаритам и весам турбин.

С того времени, когда в работе зубчатых редукторов были достигнуты полная надежность и высокая экономичность, судовые турбины снабжаются редукторными приводами и выполняются на повышенное число оборотов, которое соответствует наивыгоднейшим условиям работы турбины.

Для стационарных турбин малой мощности также оказалось целесообразным применение редукторной передачи между турбиной и генератором. Наибольшее число оборотов, возможное при непосредственном соединении валов турбины и генератора 50-периодного переменного тока, составляет 3000 об/мин. При мощностях ниже 2,5 МВт это число оборотов невыгодно для конденсационной турбины. С развитием редукторостроения оказалось возможным выполнять турбины на более высокие числа оборотов (5000–10000 обIмин), что позволило повысить экономичность турбин небольшой мощности, а главное уменьшить их размеры и упростить конструкцию.

Типовая конструкция современной паровой турбины

При проектировании паровой турбины учитывают ряд предъявляемых к ней требований:

– надежность и безаварийность работы;

– высокая тепловая экономичность;

– высокая равномерность вращения и быстроходность, допускающая использование быстроходных электрогенераторов с возможностью их непосредственного соединения с валом двигателя;

– возможность получения в двигателе любой необходимой единичной мощности;

– возможность автоматизации работы всей установки;

– простота обслуживания установки;

– компактность двигателя и его относительная дешевизна;

– возможность работы по замкнутому циклу.

Рассмотрим конструкцию типичной современной активной турбины на примере турбины высокого давления Ленинградского металлического завода. Мощность этой турбины 50 тыс. кВт при 3000 об/мин. Турбина работает паром с начальным давлением 88 бар при температуре 535° С.

Первые 19 дисков умеренного диаметра выполнены за одно целое с валом турбины. Последующие три диска посажены с натягом на вал. На ободах каждого диска укреплены рабочие лопатки. Диски разделены неподвижными промежуточными диафрагмами. В каждой диафрагме размещена неподвижная сопловая решетка, в которой поток пара ускоряется и приобретает необходимое направление для входа в каналы рабочей решетки, образованной рабочими лопатками. Постепенное увеличение от ступени к ступени высоты сопловых решеток и рабочих лопаток объясняется тем, что по мере расширения пара объем его возрастает. Это требует постепенного увеличения проходных сечений проточной части. Сопловые решетки первой регулирующей ступени укреплены в пароподводящих патрубках, которые вварены в корпус турбины. Пар к соплам первой регулирующей ступени подводится через четыре регулирующих клапана, два из которых расположены на верхней половине корпуса, а два – по бокам нижней части корпуса. Часть корпуса, охватывающая ступени высокого давления, выполнена в виде стальной отливки. Ступени низкого давления располагаются в сварной части корпуса. Выходной патрубок турбины также сварен из листвой стали, и при помощи сварки соединяется с конденсатором. За счет охлаждения отработавшего в турбине пара в конденсаторе поддерживается давление ниже атмосферного. Обычно это давление составляет 0,03 – 0,06 бар. В корпусе турбины предусмотрено несколько патрубков для отбора пара из промежуточных ступеней турбины. Эти отборы используются для подогрева питательной воды, подаваемой в паровой котел.

При изменении нагрузки оказывается необходимым изменять расход протекающего через турбину пара. Это достигается соответствующим открытием регулирующих клапанов. Благодаря тому, что клапаны закрываются и открываются последовательно, часть пара, проходящая через полностью открытые клапаны, не подвергается мятию и поступает к соплам первой ступени с полным начальным давлением. Лишь та доля пара, которая проходит через частично открытый клапан, дросселируется в клапане и подходит к своей сопловой группе с пониженным давлением. Способ управления впуском пара в турбину, при котором доступ пара к сопловым группам открывается последовательно, называется сопловым парораспределением. Первая ступень, получающая в зависимости от нагрузки турбины пар из различного числа сопловых групп, называется регулирующей ступенью. Наряду с таким способом парораспределения существует также дроссельный способ подвода пара, отличающийся тем, что все количество подводимого к турбине пара проходит через общий регулирующий клапан. При частичных нагрузках турбины пар подвергается мятию вследствие частичного закрытия дроссельного регулирующего клапана.

Вал турбины лежит на двух подшипниках, которые воспринимают вес ротора. Передний подшипник в турбине, одновременно фиксирует осевое положение ротора по отношению к статору и воспринимает осевые усилия, действующие на ротор. Таким образом, передний подшипник является комбинированным опорно-упорным подшипником. Упорная его часть построена по принципу сегментного подшипника Митчеля.

В местах, где вал проходит через корпус турбины, расположены уплотнения, которые называются концевыми уплотнениями вала. Переднее уплотнение вала служит для уменьшения утечки пара из корпуса турбины в машинное помещение. Заднее уплотнение предупреждает возможность засасывания атмосферного воздуха в выхлопной патрубок и конденсатор турбины. Засасывание воздуха в конденсатор привело бы к повышению давления в нем и уменьшению экономичности работы турбины. Для того чтобы предупредить просачивание воздуха в конденсатор, к заднему уплотнению подводится пар низкого давления. В местах, где вал проходит через центральные отверстия промежуточных диафрагм, установлены промежуточные уплотнения, препятствующие протечке пара из одной ступени в другую, минуя сопловые решетки ступени.

Правый конец вала турбины при помощи муфты соединен с ротором генератора, один из подшипников которого расположен на корпусе выхлопного патрубка турбины.

Передний конец вала турбины гибкой муфтой соединен с валом двустороннего центробежного масляного насоса, который всасывающим патрубком опирается на прилив в картере переднего подшипника. В полость всасывания насоса масло подается под небольшим избыточным давлением с помощью инжектора.

Масляный насос обеспечивает подвод масла к органам управления системы регулирования (с давлением 20 бар), а также с помощью инжектора подает масло к подшипникам генератора и турбины (при давлении 0,5 бар). На конце вала насоса располагается быстроходный упругий регулятор скорости, который управляет золотниками системы регулирования.

В поперечных расточках переднего конца вала турбины размещены два бойка предохранительного выключателя, который вызывает полное прекращение подачи пара к турбине в случае повышения скорости ее вращения на 10 – 12%.

В современных турбинах большой мощности предусматривается специальное валоповоротное устройство, при помощи которого можно медленно вращать вал неработающей турбины. Валоповоротное устройство состоит из электродвигателя, связанного с червячной передачей.

Червяк с помощью червячного колеса вращает промежуточный валик, на котором, на винтовой шпонке, располагается ведущая шестерня. Последняя может смещаться в осевом направлении и входить в зацепление с большой шестерней, укрепленной на полумуфте, соединяющей вал турбины и вал генератора. При пуске турбины, когда ее вал ускоряется паром, ведущая шестеренка проворачивается по винтовой шпонке и автоматически выходит из зацепления с шестерней, сидящей на полумуфте турбины.

Корпус турбины, а также корпусы подшипников имеют горизонтальный разъем на уровне оси вала турбины. Для того чтобы разобрать турбину, необходимо разболтать соединение фланцев горизонтального разъема корпуса турбины и корпусов подшипников. После этого могут быть подняты крышки корпусов.

Современные турбины для привода генераторов электрического тока рассчитываются на работу с постоянным числом оборотов. Сохранение постоянства числа оборотов обеспечивается автоматическим регулированием.

Управление органами регулирования осуществляется маслом. Поэтому система регулирования обычно сочетается с системой смазки.

В подшипниках турбины выделяется значительное количество тепла, которое необходимо отводить для того, чтобы температура подшипника не превышала допустимой (примерно 60° С). Отвод тепла от подшипника обеспечивается циркуляционной системой смазки, при которой масло не только уменьшает трение, создавая пленку между валом и вкладышами подшипника, но и служит для охлаждения подшипника. Нагретое масло, покидающее подшипник, после охлаждения вновь используется для смазки.

Детали ротора паровой турбины (лопатки, диски), даже при нормальном числе оборотов турбины, подвергаются высоким напряжениям, которые вызываются центробежными силами. Повышение числа оборотов турбины сверх рабочего приводит к такому увеличению центробежных сил, которое может вызвать аварию турбины. Для того чтобы предохранить турбину от недопустимого повышения числа оборотов в случае неисправной работы основной системы регулирования, современные турбины снабжаются предохранительными выключателями. Предохранительный выключатель располагается, как правило, на валу турбины. В случае если число оборотов турбины превысит нормальное число оборотов на 10–12%, предохранительный выключатель вызывает быстрое закрытие пускового клапана турбины и ее остановку.

Особенности крупных паровых турбин

Повышение параметров пара и единичной мощности агрегатов, а также введение промежуточных перегревов пара обусловили применение турбин с большим числом цилиндров. Увеличение расхода пара, с одной стороны, повышает экономичность первых ступеней турбины вследствие увеличения высот лопаток в цилиндре высокого давления (ЦВД), а с другой стороны, усложняет проектирование последних ступеней. Стремление повысить термический КПД цикла приводит к уменьшению абсолютного давления в конденсаторе до 0,03 – 0,035 бар, что в значительной мере увеличивает объемный расход пара последней ступенью. Для получения минимальных потерь с выходной кинетической энергией необходима, возможно, большая ометаемая лопатками площадь. Требуемая ее величина достигается, во-первых, увеличением длины лопатки и диаметра последней ступени, во-вторых, увеличением числа параллельных потоков пара в части низкого давления (ЧНД). С этой целью возможно также применение двухъярусных лопаток.

Максимальная длина лопатки во многом определяется соображениями прочности. Вместе с тем проблема создания длинных лопаток не только прочностная, но и аэродинамическая. С увеличением относительной длины лопаток растет опасность отрыва потока в корневой области. Это серьезное препятствие на пути дальнейшего увеличения относительной длины лопаток. Современные методы проектирования позволяют избежать отрывов потока на расчетных режимах. При частичных же нагрузках в таких ступенях имеют место отрывы потока, охватывающие широкую область в корневой части колеса. Эти явления снижают экономичность последних ступеней, а также оказывают неблагоприятное влияние на вибрационную прочность колеса.

Число выходов пара для очень мощных агрегатов уже сейчас достигает восьми. С получением максимальной площади выхода связан вопрос о выборе числа валов агрегата. Одновальный агрегат проще и обычно дешевле двухвального. В то же время двухвальный агрегат позволяет применить разную скорость вращения обоих валов. Уменьшение скорости вращения ЧНД позволяет увеличить входную площадь последней ступени при том же уровне допускаемых напряжений и уменьшить потери с выходной скоростью.

Двухвальные агрегаты получили широкое распространение за рубежом. Это относится не только к очень мощным установкам обычного типа, но также к атомным агрегатам, работающим при сравнительно низких параметрах пара и имеющих огромные объемные расходы в последних ступенях турбин. Кроме того, в ряде стран (США, страны Латинской Америки и др.) применяется частота критического тока 60 Гц, что значительно усложняет задачу создания длинных лопаток при высокой скорости вращения (3600 об/мин).

В вопросе о том, какому из вариантов (одновальному или двухвальному) отдать предпочтение, нет единого мнения. В конце 50-х годов ведущие специалисты зарубежных фирм «Броун-Бовери», «Дженерал Электрик» и «Сименс» считали максимальной экономически выгодной мощностью одновального агрегата 400–500 МВт. Последнее десятилетие заметно изменило тенденцию большинства заводов и фирм в этом вопросе. Отечественные и зарубежные заводы и фирмы проектируют и изготовляют одновальные турбины, мощности которых значительно превышают величины, еще несколько лет назад считавшиеся «предельными». (В настоящее время изготавливаются и проектируются турбины мощностью 800 и 1200 МВт – ЛМЗ, 765 МВт – «Дженерал Электрик», 800 – 1000 МВт – «Сименс», 600 МВт – фирмы Англии, Франции, Италии и др.). Западногерманская фирма «Сименс» на основании технико-экономических расчетов в настоящее время считает неперспективным выпуск двухвальных агрегатов до 1000 МВт. В то же время американскими и западноевропейскими фирмами выпускается большое количество двухвальных агрегатов. Наиболее мощные агрегаты (800 – 1300 МВт) за рубежом в настоящее время изготовляются двухвальными. В СССР выпускались одновальные турбины мощностью до 800 МВт. В настоящее время ЛМЗ и ХТГЗ изготовляют более мощные одновальные машины.

С повышением начальных параметров пара и единичной мощности агрегатов вновь актуальным стал вопрос о выборе типа парораспределения паровых турбин. Эта задача не может решаться в отрыве от вопроса о предполагаемых режимах работы турбины. Дроссельное парораспределение позволяет обеспечить наибольшую экономичность при расчетном режиме. Как показали расчеты, выполненные в ЛПИ совместно с ЛМЗ применение дроссельного парораспределения для турбины К-200–130 вместо соплового с заменой регулировочной ступени тремя ступенями давления снижает удельный расход тепла по машинному залу электростанции при номинальном режиме примерно на 0,3%, а для турбины К-300–240 – на 0,4%. Такое повышение экономичности равносильно увеличению КПД регулировочной ступени примерно на 2%.

Сопловое парораспределение, уступая дроссельному при номинальном режиме, превосходит его в экономичности при частичных нагрузках (в рассмотренных примерах – при нагрузках, меньших 90% от номинальной). Один из существенных недостатков соплового парораспределения при высоких параметрах пара заключается в том, что вследствие различного дросселирования пара в регулировочных клапанах при их неодинаковом открытии температуры потоков пара, идущих через эти клапаны, могут значительно различаться. Так, например, при начальных параметрах 400 бар, 650° С температура пара за клапаном, открытым на 10%, оказывается на 180 °С ниже температуры пара за полностью открытыми клапанами.

Такая неоднородность потока и связанный с нею неравномерный нагрев статора турбины могут быть причиной значительных температурных напряжений и короблений корпуса. Для устранения неравномерности параметров пара перед различными группами сопел применяется одновременный впуск пара в несколько групп сопел; при этом сопловое парораспределение приближается к дроссельному, и разница в экономичности частичных режимов между ними уменьшается.

В то же время мощности регулировочных ступеней крупнейших паровых турбин достигли необычайной величины. Например, в турбине ЛМЗ К-800–240 ее мощность составляет около 50000 кВт. Проектирование рабочих лопаток такой ступени для условий нестационарного потока становится крайне затруднительным. По этим причинам для блоков мощностью 1000 МВт и выше предпочтение отдается дроссельному парораспределению.

Существенное преимущество дроссельного парораспределения с полным подводом пара – улучшение вибрационных характеристик лопаток первой ступени. Дроссельное парораспределение с полным подводом пара начинает все шире применяться для мощных паровых турбин. С таким парораспределением выполнены турбины мощностью 1000 и 1150 МВт в США. Дроссельное парораспределение имеет турбина мощностью 1300 МВт, проектируемая швейцарской фирмой «Броун-Бовери» для США. В новых проектах турбин мощностью 1200–1600 МВт ЛМЗ также предусматривается дроссельное парораспределение.

Возможности увеличения мощности паровой турбины

Повышение мощности турбин до 1600 МВт и даже до 2000 МВт предусматривалось в унифицированном ряду, в котором головная турбина К-1200–240. Эта турбина при определенных условиях может развивать мощность до 1400 МВт. При повышенной температуре охлаждающей воды и рк > 4,5 кПа на базе имеющегося ЦНД мощность турбины может быть увеличена до 1600 МВт. Решается и проблема парогенератора в форме моноблока или, возможно, дубльблока (на базе имеющегося котла для блока К-800–240). Следует также иметь в виду, что температура охлаждающей воды для большинства ГРЭС будет постепенно нарастать и что со временем найдут применение турбины для рк = 6,5 кПа, а это позволит значительно повысить их мощность.

Принципиально новый мощностной ряд целесообразно выбирать исходя из принципа удвоения мощности, т.е. ставить задачу о создании блоков 2500 – 3000 МВт. Решение этой проблемы потребует обширных научных исследований и проектных работ, а также подготовки производства в области турбин, котлов и генераторов. Выполнение этих работ потребует длительного времени. Для такого крупного шага необходимо пересмотреть как параметры пара, так и принципиальную структуру энергетической установки. Рассмотрим лишь возможности дальнейшего роста мощности турбин без принципиальных изменений тепловой схемы и параметров пара.

В настоящее время имеются предварительные разработки турбин мощностью 2000–2400 МВт, которые позволяют судить об их перспективности.

При решении этой проблемы выбор частоты вращения турбогенератора – центральный вопрос. При мощности свыше 2000 МВт по общим экономическим показателям и по надежности тихоходные турбины могут конкурировать с быстроходными. К. п. д. ЦВД тихоходной турбины приблизительно такой же, как быстроходной, так как в последней уже требуется двухпоточный ЦВД и, следовательно, нет заметного выигрыша от увеличения длин лопаток. Эти соображения в еще большей мере относятся к ЦСД. В тихоходной турбине ЦНД может в принципе из-за меньших выходных потерь иметь более высокий к. п. д., чем в быстроходной, или в ней можно существенно уменьшить число цилиндров. Решение же проблемы быстроходной турбины за счет увеличения числа ЦНД приводит к слишком длинному валопроводу, в котором легко возбуждаются вибрации. Если же ограничить число цилиндров, то единственный путь повышения мощности – увеличение площади S, ометаемой лопатками последней ступени. Эта площадь пропорциональна d2l2 или u2l2. По соображениям аэродинамики потока коэффициент веерности dl ограничен (в настоящее время – не менее 2,5). Приняв этот коэффициент постоянным, найдем, что для заданной частоты вращения S~u2. Для этих условий при заданном рк расход пара ЦНД, а следовательно, и предельная мощность турбины пропорциональны квадрату окружной скорости последнего РК. Уже сейчас в турбине К-1200–240 ЛМЗ u2 = 471 м/с (u2» =660 м/с), и у периферии окружная скорость значительно превосходит звуковую. Все же не исключена возможность ее дальнейшего повышения.

Если сохранять потерю выходной кинетической энергии и в то же время увеличивать окружную скорость, то получаются малые углы β2*, что может вызвать затруднения в проектировании меридионального сечения проточной части последних ступеней и прочной лопатки у периферии РК. В таких случаях встает вопрос об увеличении выходной скорости, несмотря на повышение выходных потерь. Это, однако, возможно лишь до какого-то предела, так как из-за больших потерь невозможно допустить движения со сверхзвуковыми скоростями в выходных патрубках, имеющих неблагоприятную аэродинамическую форму.

При проектировании быстроходных турбин мощностью 2500–3000 МВт встречаются также трудности в проектировании ЦВД и особенно ЦСД из-за больших длин лопаток и размеров роторов.

Двухвальные быстроходные турбины открывают путь к значительному повышению «предельной мощности» при сохранении высокой экономичности установки за счет увеличения числа унифицированных ЦНД и ЦСД. Особого внимания заслуживает также проблема двуъярусных ступеней.

В связи с трудностями проектирования быстроходной турбины мощностью 2000 МВт и более выдвигается как альтернатива тихоходная турбина. Основные недостатки последней: большая масса и размеры основных деталей, что ухудшает тепловое состояние цилиндров, а также создает трудности транспортирования, монтажа и ремонта, повышает стоимость строительных работ на ЭС. Однако имеется граница мощности турбины, за которой при располагаемых технических средствах тихоходная турбина обладает преимуществом по сравнению с быстроходной. Для сравнительной оценки турбин этих типов рассмотрим некоторые их проектные варианты.

Проектные варианты турбины 2000 МВт при п = 3000 об/мин. В ЦКТИ были выполнены исследовательские разработки быстроходной турбины К-2000–240/3000 для параметров пара 23,5 МПа и 838/838 К. Этот проект базировался на применяемых в настоящее время параметрах пара. Температура охлаждающей воды принималась 293 и 298 К. Тепловая схема блока считалась такой же, как в современных турбинах типа К-1200–240.

Механические свойства материалов ко времени осуществления проекта предполагались на 15 – 20% выше, чем в настоящее время. Предполагалось также, что будут освоены поковки из хромистых нержавеющих сталей массой 60–100 т для роторов высокого и среднего давлений и что будут изготовляться роторы без центральных отверстий. Допускалось, что окажется возможным применение поковок из нержавеющих мартенситостареющих сталей с пределом текучести 1200–1400 МПа и массой до 15 т. Для рабочих лопаток из титана был выбран предел текучести до 900 МПа. В основном же проект был ориентирован на уже достигнутый уровень механических свойств применяемых турбинных материалов и на подтвержденные опытом запасы прочности.

Главные черты проекта: малое число ступеней в однопоточных ЧВД и ЧСД за счет больших окружных скоростей (диаметры роторов по корневым сечениям d/ = 1400 мм); размещение в одном цилиндре ЧВД и ЧСД; применение для последней ступени ЦНД лопатки длиной l2=1200 мм при диаметре d2=3000 мм (ΣS = 90,4 м2); противодавление pк = 5,2 кПа; разделительное давление между цилиндрами 0,7 МПа. При этих условиях турбина получилась пятицилиндровой с восемью выходами из ЦНД с общим числом ступеней 49 и с центральным расположением ЦВД.

Общий расход пара G = 6500 т/ч. Из-за высокого противодавления получился большой удельный расход пара каждым выходом ЦНД – 45 т/(м2ч), тогда как в турбине К-1200–240 – около 32 т/(м2ч) при pк~3,6 кПа. Выходная кинетическая энергия hС2 = 43 кДж/кг (~10 ккал/кг) и МС2г= 0,85. Эта выходная потеря предельно высока. Внутренний к. п. д. ЧВД и ЧСД можно принять 0,89, а низкого давления – 0,83. Мощность ЧВД около 700 МВт, ЧСД около 600 МВт и ЧНД 8x105 МВт (общая внутренняя мощность 2140 МВт). ЧВД и ЧСД разгружены думмисами от осевого давления.

Совмещенный ЦВД–ЦСД расположен в центре агрегата, а с двух сторон от него – по 2 ЦНД. По сравнению с обычным расположением цилиндров это уменьшает относительные тепловые расширения и снижает диаметр шейки упорного подшипника, помещенного со стороны ЧВД, что дает возможность достигнуть приемлемой окружной скорости в этом подшипнике. Кроме того, уменьшается размер перепускных труб благодаря разветвлению потока сразу за ЧСД. Улучшается также низкочастотная вибрационная характеристика РВД, так как у него отсутствует свободная шейка со стороны переднего подшипника.

По сравнению с турбиной К-1200–240 большим усилиям подвергаются шейки роторов (рассчитываются на четырехкратный крутящий момент в случае короткого замыкания). Для них применены роторные вставки с фланцевыми соединениями, выполненные из особо прочного материала (мартенситостареющая сталь). Диаметры шеек не превышают 600 мм.

Напряженность корпусов и элементов статора не превосходит допускаемых величин в уже действующих турбинах. Лопатки, хвостовые соединения (елочного типа), тело ротора – предельно напряжены, особенно в области высокой температуры в ЧСД, т.е. в зоне первой ступени; ротор может быть выполнен из стали Р2М с запасом по пределу текучести 1,25. Расчет велся в предположении работы в течение 100000 ч. Изготовление поковок из хромистых нержавеющих сталей увеличит долговечность роторов.

Длина турбины 49 м, она лишь немного больше, чем длина турбины К-1200–240.

Разработаны новые варианты соединения ЦНД с конденсатором и фундаментом: наружный корпус представляет собой тонкостенную оболочку, и он не служит базой для центровки внутреннего корпуса, связанного через раму непосредственно с фундаментом.

Удельная металлоемкость турбины без конденсатора по предварительным расчетам около 1,3 кг/кВт против 1,6 кг/кВт для К-1200–240 (при pк = 4 кПа).

Проектные варианты турбины мощностью более 2000 МВт при n=1500 об/мин. Для АЭС выпускаются турбины мощностью 500 и 1000 МВт, работающие при 1500 об/мин. Произведены громадные затраты, связанные с изготовлением для этой цели крупнейших изделий, вызвавших необходимость не только сооружения новых турбинных цехов, но и перестройки металлургической промышленности, обслуживающей турбинные заводы. Благодаря этому вкладу в промышленность сейчас возможно решение проблемы дальнейшего развития сверхмощных турбин на широкой основе с использованием как быстроходных, так и тихоходных турбин в зависимости от их экономических показателей и степени надежности.

В ЦКТИ были выполнены под руководством Л.Д. Френкеля проектные разработки турбины мощностью 2000 МВт при 1500 об/мин, которая рассматривалась вместе с быстроходной турбиной как альтернативное решение. Мощность 2000 МВт находится вблизи границы возможности выполнения быстроходной турбины, и это делает сравнение проектов интересным, хотя это условие не в пользу варианта тихоходной турбины.

Начальные параметры пара 23,5МПа, 833/838 К: противодавление 5,9 кПа. Конечная температура питательной воды tп.в = 543 К. Проточная часть размещена в однопоточном ЦВД (12 ступеней) мощностью около 710 МВт, двухпоточном ЦСД (2х8 ступеней) и в трех ЦНД (2x6 ступеней) мощностью 2x127 МВт. Общее число ступеней 64. Базой для проектирования проточной части ЦНД послужила ступень с лопаткой l2=1400 мм, d2 = 4100 мм, d1 = 2,93 и S = 18 м2. Удельный расход пара последним РК – около 33 т/(м2ч). Давление за ЦВД составляет 3,6 МПа, за ЦСД 0,37 МПа.

К. п. д. ЧВД и ЧСД по расчетам около 0,89, а для ЧНД 0,85. Их высокие значения достигаются в основном за счет меньших выходных потерь за каждой последней ступенью в цилиндрах, особенно в ЦНД, где на расчетном режиме hС2 –20 кДж/кг, что приблизительно в два раза ниже, чем эти потери в быстроходной турбине. При этих условиях получается удельный расход теплоты лишь немногим меньше, чем для ПТУ с турбиной К-1200–240.

Трудная задача – конструирование роторов высокого и среднего давлений, в которых местные температуры превосходят 803 К и напряжения в расточке достигают 170 МПа. В наиболее нагретых местах ротор охлаждается паром, взятым до первого перегревателя. При охлаждении этих мест на 25 – 30 К можно применять жаропрочные перлитные стали. Средние диаметры РВД выбраны 1800–1970 мм при длине первой и последней рабочих лопаток приблизительно 100 и 300 мм, а те же размеры РСД равны 2315–2770 мм и РЛ – 150 и 410 мм. Роторы ЦВД и ЦСД – сварные, барабанного типа. РВД весит около 65 т, а РСД – около 110 т.

В ЦНД последняя ступень сравнительно мало напряжена. Ее рабочая лопатка по размерам далека от предельной, напряжения в корневом сечении – от изгиба средней величиной ПАС σи = 23МПа (с учетом перепада давления 29 МПа). Для материала с пределом текучести σ0.2~640МПа коэффициент запаса прочности в роторе kт~2,8. Все эти напряжения значительно меньше, чем в быстроходных турбинах такой же мощности.

Масса РНД составляет 145 т; nк = 2820 об/мин. Общая масса турбины – около 3100 т. Длина турбины – около 56,5 м.

Сравнение тихоходных и быстроходных турбин. Изучение проектов быстроходных и тихоходных турбин приводит к заключению, что турбина К-2000–240 может быть выполнена того и другого типов. По к. п. д. оба типа турбин не должны значительно различаться.

Обе турбины спроектированы пятицилиндровыми. При этом вес быстроходной турбины (без конденсатора) получился меньше тихоходной более чем на 20%. Но тихоходную турбину возможно выполнить с длиной последних лопаток 1600 мм и даже более при dl~3, а тогда ометаемая площадь последнего РК будет 27 м2, что в 1,5 раза больше принятой в проекте и в 2,4 раза превосходит ту же площадь в быстроходной турбине с последней лопаткой длиной 1200 мм. При этом в тихоходной турбине сократится число ЦНД, и она станет более конкурентоспособной.

В проекте тихоходная турбина примерно на 6,5 м длинее и несколько шире, чем быстроходная (ширина определяется размером выходного патрубка ЦНД).

Среди положительных факторов тихоходной турбины отметим: низкие окружные скорости и напряжения в РНД, жесткие и сравнительно тяжелые роторы. Последнее облегчает устранение низкочастотной вибрации. Но все же эти достоинства нельзя признать решающими при рассмотрении турбины мощностью 2000 МВт. Преимущества тихоходной турбины можно было бы выявить при значительно большей мощности и при оптимальных числе и размерах ЦНД.

Таким образом, паровая турбина является главным двигателем на ТЭС и имеет ряд преимуществ по сравнению с другими типами двигателей:

– ротационный принцип действия;

– быстроходность и возможность непоследовательного соединения с валом генератора;

– высокая тепловая экономичность при условии использования высоких начальных и низких конечных параметров пара;

– неограниченная единичная мощность;

– возможность использования любого промышленного вида топлива.

К недостаткам паровых турбин относят:

– большие габариты и масса;

– высокая требовательность к чистоте пара;

– потребность в больших количествах охлаждающей воды;

– невозможность создания высокоэкономичной паровой турбины малой мощности.

Тепловые циклы работы теплоэнергетических установок.

В первой половине XIX в. физик и инженер Карно впервые рассмотрел идеальный обратимый цикл, состоящий из двух изотерм и двух адиабат (рис. 6), и определил термический к. п. д. цикла .

Рис. 6 Цикл Карно в T-S-диаграмме

Рабочее тело расширяется изотермически с температурой =const от точки 1 до точки 2 при подводе теплоты , и от точки 2 до точки 3 – адиабатно, т.е. без подвода и отвода теплоты. Температура в конце расширения Т2 меньше температуры Т1. Из состояния в точке 3 тело переходит в первоначальное состояние в точке 1 сначала по изотерме Т2 = const с отводом теплоты , а затем – по адиабате (линия 4–1).

В Т-S-диаграмме площадь под кривой термодинамического процесса численно равна количеству теплоты, участвующей в нем. Количество подведенной теплоты численно равно площади прямоугольника , а отведенной – площади прямоугольника . Следовательно, площадь прямоугольника 1234 численно равна количеству теплоты, преобразованной в механическую энергию:

Рассмотрим идеальный цикл Карно в области влажного пара.

В конце процесса отвода тепла в цикле Карно т. d степень сухости 0<<1, поэтому в последующем процессе сжатия da должен сжиматься влажный пар от начального состояния до х=0 (т. а). Поскольку определяется изменением удельного объема, то работа, затраченная на сжатие, будет очень большой (изменение удельного объема составляет 3 порядка). Причем, с целью повышения КПД цикла Карно, то есть повышению и понижению , необходимо увеличивать начальное давление и снижать конечное, при этом конечная точка процесса отвода тепла т. d смещается вправо (в область более сухого пара), поэтому затраты энергии на сжатие будут возрастать. Кроме того, поскольку вначале процесса сжатия имеется влажный пар, а в конце его т. а – насыщенная жидкость, то сам процесс сжатия не может быть осуществлен ни с помощью компрессора, ни с помощью гидравлического насоса. Вследствие этих особенностей цикл Карно был видоизменен и получил название цикла Ренкина. Изменения заключались только в том, что процесс отвода тепла осуществляется до полной конденсации рабочего тела.

Поэтому в дальнейшем процессе сжатия сжимается не влажный пар, а жидкость. Поскольку изменение объема при изменении давления для жидкости мало, поэтому и работа сжатия в цикле Ренкина оказывается значительно меньше, чем в цикле Карно, то есть de можно считать изохорой. А поскольку сжатие происходит в идеальных условиях, то есть адиабатно, то линия de называется изохорой или изоэнтропой.

Рассмотрим цикл работы теплоэнергетических установок в T-S-диаграмме.

При подводе и отводе теплоты изменяется фазовое состояние рабочего тела (жидкое – парообразное – жидкое). Нагрев воды в парогенераторе 1 до температуры насыщения при давлении р0 (линия 1–2), парообразование (линия 2–3) в парогенераторе 1 и перегрев пара (линия 3–4) в пароперегревателе 2 парогенератора происходят при р0 =const. По T-S-диаграмме можно определить фазовое состояние 1 кг рабочего тела в любой точке цикла.

В области насыщенного пара изобарный процесс (линия 2–3) совпадает с изотермным, т.е. парообразование происходит при постоянном давлении р0 и температуре Тп. Вода поступает в парогенератор 1 с теплосодержанием , которое изображается площадью 1а0д. Количество теплоты, затраченное на нагрев воды до температуры насыщения (кипения), численно равно площади 12 ба; на парообразование – площади 23 вб; на перегрев пара – площади 34 гв. Суммарное количество теплоты , переданное рабочему телу, численно равно площади 1234 га. Это количество теплоты при изобарном процессе ее подвода

В идеальной турбине расширение пара происходит по изоэнтропе (линия 4–5). После турбины пар поступает в конденсатор, где передает теплоту охлаждающей воде, которая поступает в холодный источник (реку, озеро и т.д.). Процесс конденсации отработавшего в турбине пара показан линией 5–1. Отданное холодному источнику количество теплоты численно равно площади 51 аг:

где ккал/кг в паротурбинных установках, работающих глубоким вакуумом.

Конденсация пара происходит при постоянной температуре и постоянном давлении кгс/см, т.е. изобарный и изотермический процессы совпадают.

Состояние и перспективы развития отечественных паровых турбин.

Отечественное энергетическое паротурбостроение в течение длительного времени находилось на высоком уровне. Турбины и другое оборудование турбоустановок (ПТУ) проектируются и изготовляются на российских заводах и двух украинских – Харьковском турбинном (ныне Турбоатом) и Сумском насосном. Все оборудование электростанций выполнено собственными силами в отличие, скажем, от США и Японии, где эксплуатируется и импортное оборудование (в частности, паротурбинное).

Нашими заводами созданы ПТУ, турбины и их элементы, многие из которых до сих пор не превзойдены за рубежом. В связи с этим можно отметить крупнейшую в мире одновальную турбину СКД ЛМЗ К-1200–23,5 для привода двухполюсного электрогенератора, более 20 лет успешно работающую на Костромской ГРЭС. Вообще, в РФ число турбин сверхкритического давления (СКД) больше, чем в любой другой стране: 100 штук конденсационных. В то же время практически вся энергетика Европы (кроме стран СНГ), развивающихся стран и в немалой степени США до последнего времени была ориентирована на докритическое давление p0=16,3 – 18 МПа. За рубежом на паросиловых тепловых электростанциях редко встречается столь глубокий расчетный вакуум, как на наших ТЭС – при tохл.в=12 0С, хотя это существенно усложняет создание мощных турбин.

Только в странах бывшего СССР длительное время эксплуатировались быстроходные пятицилиндровые турбины насыщенного пара мощностью 500 и 750 МВт производства Турбоатом и мощностью 1000 МВт ЛМЗ. Схема этих турбин – по 2 ЦНД по бокам от двухпоточного ЦВД; сложный многоопорный валопровод имеет хорошие вибрационные характеристики. Некоторые отечественные мощные турбины АЭС, тихоходные на 25 1/с: турбины Nэ>500 МВт Турбатом для двухконтурных АЭС с реакторами ВВЭР.

Почти половина электростанций РФ, использующих органическое топливо, – это ТЭЦ с экономически и экологически благоприятной комбинированной выработкой тепла и электроэнергии. Суммарно вне стран СНГ нет столько теплофикационных турбин, сколько разработано ТМЗ и ЛМЗ, нет такого разнообразия конструкций, схем, мощностей. Первые в мире теплофикационные турбины СКД мощностью до 300 МВт (Т-250/300–23,5 ТМЗ) были освоены в начале 70-х годов. Сейчас па ТЭЦ РФ эксплуатируются 22 таких энергоблока.

В нашей стране впервые были применены системы двухступенчатых отопительных отборов, тепловые отборы нерегулируемого давления. Сейчас такие системы повсеместно используются и у нас, и за рубежом, где в последние годы, в том числе в Северо-западной Европе, в КНР, получили распространение ТЭЦ, причем в Дании на угольных энергоблоках мощностью до 400 МВт и выше. Однако в этой области и по параметрам, и по экономичности мы стали отставать, все больше поставляя на собственные ТЭЦ мелкие агрегаты, которые малоэффективны и относительно дорогие.

Известно, что наиболее сложный элемент турбины – это последняя ступень. Увеличение ее длины (при той же частоте вращения n) и кольцевой площади Ω в значительной мере характеризует технический уровень турбинного завода, фирмы. Одним из прогрессивных путей решения этой задачи (примерно через 5 лет каждая фирма переходит на последние лопатки большого размера) является изготовление лопаток из титанового сплава. Впервые такие лопатки сначала длиной 960 мм, а затем 1200 мм с Ω=11,3 м2 были поставлены на турбины ЛМЗ. Многие ведущие фирмы также пытались установить титановые лопатки в последних ступенях, однако нередко неудачно. Лишь с 1992 г., а в США американской фирмой «Дженерал электрик» (ДЭ) и позже, японские фирмы пустили в эксплуатацию турбины с титановыми лопатками длиной 1016 мм.

Но даже при легком титановом сплаве выдержать центробежную силу длинных лопаток непросто. Сначала для этого использовался сварной ротор, а затем для ЦНД турбин ЛМЗ К-1000–5,9 на Ижорском заводе был изготовлен уникальный ротор большого размера без центрального сверления. Роторы без центрального отверстия, тем более таких размеров, пока нигде не используются. Известны лишь проекты этих роторов, разработанные фирмой «Сименс» для своих мощных перспективных турбин.

Из других достижений нашего турбостроения следует отметить пакетную конструкцию рабочих лопаток, примененную ЛМЗ в регулирующей ступени (при ее мощности 50 МВт) турбины К-800–23,5–5. При парциальном подводе пара новая конструкция ЛМЗ допускает в несколько раз большие изгибные напряжения, чем было принято раньше. Пакеты лопаток применяют ЛМЗ и Турбоатом в других ступенях своих турбин. Пакетирование с кольцевой перевязкой не только повышает надежность лопаток, но и позволяет увеличить КПД ступеней, особенно при переменных режимах работы.

В крупном турбостроении на все характеристики ПТУ благоприятно сказалась конкуренция: по конденсационным агрегатам ЛМЗ и Турбоатом, по теплофикационным – ТМЗ и ЛМЗ.

Достоинства отечественных турбин, в том числе, указанных выше, объясняются соответствующим уровнем паротурбостроения. Этому способствуют подготовка высококвалифицированных инженерных и научных кадров в ведущих вузах страны, научные исследования больших объемов, разнообразия, глубины, проводимые в заводских лабораториях и КБ, в НИИ, в технических университетах. Были созданы получившие мировое признание научные и конструкторские школы. Турбинные заводы оснащались современным технологическим, контрольным и экспериментальным оборудованием. Например, из трех имеющихся в мире опытных натурных стендов два находятся у нас – на ЛМЗ и ТМЗ. В подготовке кадров, в том числе и рабочих, в анализе и освоении имеющегося опыта, в использовании лучших научных и технических разработок немалую роль играет техническая литература. По паровым турбинам, ПТУ, смежным проблемам книг на русском языке больше, чем суммарно на других языках. Наша литература по паровым турбинам переводится на иностранные языки. Например, только книги профессора кафедры паровых турбин МЭИ изданы на 12 языках. Отметим, что в некоторых странах развитого турбостроения (США, Франции, Японии) нет своих книг по паровым турбинам, содержание которых соответствует современному уровню.

Во всех турбинах отечественных заводов широко используются созданные у нас турбинные решетки, типовые ступени, проточные части, другие элементы парового тракта. Они аэродинамически отработаны, иногда имеют нетрадиционную форму, испытанные в аэро- и пародинамических трубах, в экспериментальных турбинах (ЭТ), на натурных стендах, на электростанциях. В ЦКТИ и в СПбГТУ имеются уникальные ЭТ с разрезным валом. Значительное место в исследованиях и отработке, вплоть до доводки на электростанциях, уделяется вибрационной отстройке лопаток и роторов, переменным режимам, иногда весьма сложным – это режимы ЦНД при уменьшенных объемных пропусках пара GКvK. Как нигде, наиболее значительны объем и широта исследований по газодинамике влажного пара и сепарации влаги. Итогом разработок реконструкций турбин, проведенных заводами, электростанциями, научными институтами и наладочными организациями, явилось то, что многие турбины, в том числе и очень мощные, вместо первоначального проектного ресурса, равного 100 тыс. ч, работают 200 тыс. ч и более. Российские и украинский заводы экспортировали турбины в десятки стран. Этот выгодный экспорт наукоемкой продукции продолжается и сейчас. Однако нельзя не отметить и серьезные недостатки в разработке, изготовлении и эксплуатации отечественных ПТУ. К ним относится зачастую невысокое качество вспомогательного оборудования. Этому способствовало то, что длительное время турбозаводы отвечали не за всю ПТУ, а только за оборудование собственного изготовления: турбину и конденсационную установку. При испытаниях ПТУ на электростанциях, оценке работы заводов, их КБ, сравнении с гарантийными показателями вводились поправки на реальные характеристики оборудования «чужого» изготовления: подогреватели, насосы, их привод, сепараторы-промперегреватели АЭС, арматуру и др.

Основные зарубежные фирмы, концерны, транснациональные компании, выпускающие турбины, диверсифицированы. Они создают также электронную и вычислительную технику, включая используемую в военной промышленности. Это относится к проектированию турбин, роботам для изготовления лопаток, системам управления, контрольной аппаратуре, измерениям и др. у нас другое положение, которое в основном осталось и сейчас, несмотря на отдельные случаи использования результатов конверсии ВПК. Сегодня в значительной мере и при выполнении НИОКР, и при производстве, и эксплуатации турбин в ПТУ широко используются новые программы, САПР, диагностика на базе современных ЭВМ. Все это, включая полностью автоматизированные системы управления и защиты, а также первичные элементы для АСУ ТП, в немалой степени связано с разработками, пришедшими из ВПК. Так, в проточных частях газовых турбин применяются некоторые новые конструктивные и аэродинамические решения, которые позже и в меньшей степени используются в отечественных паровых турбинах, хотя именно для них они были предложены и исследованы в технических университетах и НИИ. В новых иностранных турбинах получили широкое распространение: разработанное в МЭИ особое профилирование меридионального обвода сопловых лопаток малой высоты; полностью пространственный расчет, с учетом влияния вязкости и взаимного влияния решеток; лопатки, наклонные (с переменным по радиусу углом наклона) по направлению вращения, предложенные МЭИ и названные «саблевидными»; направленные корневые межвенцовые протечки; оригинальные конструкции уплотнений и многое другое. При этом большинство из перечисленных выше решений впервые было предложено или разработано в России, и в зарубежной литературе часто ссылаются на наш приоритет.

Нередко изменение конструкций турбины хотя и обеспечивает повышение КПД и надежности, влечет за собой удорожание НИОКР и самой турбины и поэтому редко применяется заводами РФ.

При экспорте энергетического оборудования, в том числе и ПТУ, в заключаемых контрактах всегда указываются его гарантийные характеристики. Если испытания покажут отклонения КПД ПТУ от гарантийных, то изготовитель платит покупателю (электростанции или энергосистеме) или, наоборот, получает материальное поощрение, которое у нас, правда, пока почти не доходит до непосредственных создателей турбин и ПТУ. К сожалению, для внутренних поставок такого правила нет, да и стоимость агрегата практически не зависит от его реальных характеристик, полученных при испытаниях и эксплуатации. Также нет материальной ответственности изготовителей при снижении надежности оборудования. Конечно, при его поломках завод поставляет (не всегда сам) новые детали, производит ремонт, однако не компенсирует неплановую недовыработку энергии. В последние годы немалую долю прибыли, да и загрузку зарубежных энергомашиностроительных фирм обеспечивают договора о постоянном длительном обслуживании оборудования по окончании краткого, всего двухгодичного гарантийного периода. Такие договора должны быть обязательными и у нас. Будет справедливо, если все отклонения от гарантийных характеристик должны материально сказываться на исполнителях, особенно теперь, когда большинство предприятий полностью или частично приватизировано.

За последнее время увеличилось количество неполадок оборудования: повышенная вибрация роторов; поломки лопаток, особенно в ступенях, где процесс расширения пара происходит вблизи пограничной кривой; прогибы диафрагм и др. Так, на одной из крупнейших многоцилиндровой тихоходной турбине АЭС в четвертой от конца ступени ЦНД были поломки или обнаружены трещины в хвостовиках лопаток. Требуется полная их переделка, стоимость которой чрезвычайно велика. Видимо, контракт с заводом на постоянное обслуживание, который включал бы и стоимость непланового ремонта, и вынужденную замену деталей, обошелся бы электростанции дешевле.

В последние годы в мировой энергетике наметилась тенденция создания существенно усовершенствованного оборудования, в том числе турбин и ПТУ. Практически на всех недавно построенных иностранными фирмами паросиловых (на органическом топливе) электростанциях, строящихся сейчас и заказанных с вводом в действие до конца прошлого и в начале этого столетия, КПД нетто энергоблока вместо недавнего = 36–39% повысился до 43–46% (иногда уже по данным испытаний) и планируется (причем для электростанций, работающих на каменном угле) его увеличение до 47–49%.

Такой рост эффективности энергоблоков объясняется повышением параметров свежего пара, температур промперегрева и питательной воды, углублением вакуума, радикальным совершенствованием оборудования: основного (котельные установки и паровые турбины) и вспомогательного. Для мощных турбин (а речь идет об агрегатах до = 1000 МВт) – примерно половина выигрыша КПД всего энергоблока определяется изменением параметров, другая половина – улучшением конструкции собственно турбины. Новые, в том числе упомянутые выше, усовершенствования турбины обеспечивают тем большую долю повышения КПД, чем меньше мощность.

Сейчас, начиная с , как правило, создаются турбины СКД. С учетом комплекса мер по снижению концевых потерь в решетках и уплотнениях рассматривается технико-экономическая целесообразность СКД даже при , начиная со 100 МВт. Параметры пара на отдельных энергоблоках повышаются до 28–31 МПа, 580–600 , рядом фирм начато проектирование с переходом к , появились исследования возможности перехода на кажущуюся фантастической температуру – 720 .

У нас все же энергоблоки при давлениях пара перед турбиной: 12,8 и 23,5 МПа были вынужденно переведены с температур 560/565 на 540/540 (не считая подробно описанный в литературе опытно-промышленной турбины ХТЗ СКР -100 на 30 МПа, 650). В течение последних 30 лет не было создано и даже спроектировано (не заказано) ни одной турбины на новые повышенные параметры пара. Кроме отдельных, частных усовершенствованных кардинальных изменений в проточной части турбин и в ПТУ пока нет, хотя расчетные проработки для некоторых элементов все же имеются.

Настораживает и тот факт, что сокращается объем исследований, особенно экспериментальных, проводившихся на самих заводах и по их заказу в НИИ и вузах. Конечно, сокращение промышленного производства сказывается на потребности в электроэнергии. Тем не менее в некоторых регионах ее все же не хватает. Какой громадный перерасход топлива, какое обострение в связи с этим экологической ситуации происходит из-за того, что на относительно крупных котельных РФ отпущено тепла в 2 раза больше, чем на ТЭЦ. Но, главное – это лавинно нарастающие доли исчерпавшего свой физический ресурс оборудования. Сегодня это – 20 млн. кВт, а к 2010 эта цифра дойдет до 90 млн. кВт, т.е. практически половина генерирующих мощностей в РАО ЕЭС России, не говоря уже о мелких коммунальных и промышленных турбинах, где до сих пор эксплуатируются агрегаты даже довоенного производства.

Невысокая надежность оборудования требует все более частых и дорогостоящих ремонтов. Это проблема не только нашей, но всей мировой энергетики. Безусловно, одновременно происходит и моральное старение этого оборудования. Признано, что новейшие из паровых турбин по сравнению со спроектированными 10–15 лет назад (а у нас таких подавляющее большинство) при тех же параметрах и той же площади выхлопа позволяют повысить КПД ПТУ на 4,5–6,0% (относительных). Следует также учитывать, что вскоре вследствие завершения срока допустимой работы АЭС придется останавливать их энергоблоки, в том числе мощностью 1000 МВт, многие из которых находятся в странах бывшего СССР, в том числе в РФ. Это относится в первую очередь к ЛАЭС номинальной мощностью 4 млн. кВт, пока обеспечивающей значительную часть выработки электроэнергии всего северо-западного региона России. Турбины АЭС для замены энергоблоков, исчерпавших ресурс, должны иметь КПД, соответствующий современному уровню.

Проблема технического перевооружения оборудования, исчерпавшего свой ресурс, не может решаться без одновременного радикального повышения его эффективности. И здесь, впервые в нашей истории отечественная промышленность столкнулась с конкуренцией иностранных фирм. Для замены оборудования электростанций в странах бывшего СЭВ организован экономический консорциум, включающий ведущие энергомашиностроительные и металлургические фирмы Западной Европы. Ряд фирм прилагает усилия, чтобы получить эти заказы, только первая часть которых оценивается в 2,3 млрд. долларов. Уже представлены проекты модернизации конкретных турбин. Например, на энергоблоке СКД мощностью 300 МВт с турбиной Турбоатом на Змиевской ГРЭС предлагалось заменить ЦВД на цилиндр горшкового типа фирмы «Сименс», ЦСД – проекта «Альстом» – ДЭК, оставив неизменными харьковские ЧНД. Практика отечественной энергетики имеет печальный опыт комбинации турбин мощностью 500 МВт, отдельные элементы которых созданы разными заводами. Они сопровождались неоднократными поломками, причём непонятно, какой из изготовителей несёт за это ответственность.

Можно не сомневаться, что если в дальнейшем, даже не в столь отдаленном будущем, не произойдет улучшения всех эксплуатационных показателей энергоблоков, их ПТУ и турбин, в том числе по КПД, надёжности, экологичности, если эти показатели окажутся хуже, чем у оборудования, предлагаемого зарубежными фирмами, отечественное энергомашиностроение перестанет существовать. А оно до недавнего времени было одной из отраслей мирной промышленности, где мы могли успешно конкурировать с другими развитыми странами. В конечном итоге, такое положение приведет к потере независимости энергетики. играющей определяющую роль в независимости страны. Для того чтобы представить себе, что нас ждет в будущем, рассмотрим ситуацию в Казахстане. Там на 25 лет управление национальной энергетикой передано транснациональному концерну АВВ. Наивно думать, что все энергетическое оборудование, в том числе паровые турбины, и новое, и реконструируемое, будет изготовляться. как до этого, на российских заводах, а не АВВ. Ясно, откуда будут поставляться запасные части и где проводиться ремонт.

Наряду со многими, сегодня почти не оспариваемыми способами повышения КПД проточной части и уменьшения потерь во всем паровом тракте, остались некоторые вопросы оптимальном разработки паровых турбин, требующие обсуждения. Один из них – конструкция цилиндров и частей турбины для многоцилиндровых агрегатов, к ним относятся турбины мощностью более 200, а иногда даже и 100 МВт.

Цилиндры низкого давления – обычно двухпоточные с нейтральным подводом пара. Если размеры последней ступени и объёмный пропуск позволяет ограничиться одним потоком, то логично отказаться от подвального и даже более благоприятного бокового расположения конденсаторов. Осевой конденсатор заметно повышает экономичность комплекса: последняя ступень+выходной патрубок, существенно сокращает строительные затраты в машзале. Такой проект для турбины мощностью 300 МВт имеется во Франции. Применительно к нашим условиям в МЭИ проработаны варианты однопоточной турбины ещё большей мощности с ухудшенным вакуумом и использованием очень длинной лопатки ЛМЗ-МЭИ.

Цилиндры высокого давления могут быть однопоточными: К-200–12,8 ЛМЗ; Т-100–12.8 ТМЗ; турбины серии СКД Турбоатом; большинство машин европейских фирм. Для турбин СКД ЛМЗ применяет ЦНД петлевого типа с центральным подводом пара. Его преимущества – уравновешивание осевых усилии, меньшие концевые утечки. Результаты детальных расчетов как и некоторые испытания, проведенные фирмой ОРГРЭС. Особенно после установки диффузоров за последними ступенями обоих отсеков, показали их большую эффективность по сравнению с однопоточным ЦВД. В турбинах фирмы «Митсубиси» мощностью 700 МВт ЦВД выполнен с центральным подводом пара и двумя симметричными потоками, включая две регулирующие ступени. Иная конструкция ЦВД реактивного типа требует думмиса, иногда даже двух. При этом появляются дополнительные утечки тем большие, чем меньше .

Цилиндры среднего давления турбин ЛМЗ мощностью =200 МВт, других турбин больших мощностей – однопоточные; в агрегатах СКД ЛМЗ от 500 до 1200 МВТ, а также многих мощных зарубежных турбин – двухпоточные. Они более эффективны, но в связи с очень длинным и гибким ротором при эксплуатации, частых пусках-остановах возрастают утечки в ступенях. Этого можно избежать, применяя в турбинах активного типа регулирование зазоров. Не совсем удачна конструкция паровых турбин СКД ЛМЗ и Турбоатом К-300–23,5, где в одном цилиндре соединены ЧСД и один из трех потоков ЧНД. Перед ЧНД-1 отбирается 2/3 расхода пара, и первые его ступени обтекаются с повышенными потерями. В столь длинном однопоточном совмещении ЦСНД требуется думмис, который снижает КПД и маневренность и для которого требуется охлаждение. Возможен вариант совмещенного ЦСНД с центральным подводом пара, но он конструктивно более сложен.

Во многих крупных американских и японских турбинах, а также в проработках МЭИ, принят совмещенный ЦВСД. В японской турбине К-600–24,1 его применение позволило отказаться от ЦСД и сократить осевые габариты турбоагрегата на 8 м, выполнив его трехцилиндровым. Преимуществом его при высоких tпп является естественное охлаждение высокотемпературного участка ротора ЦСД и входа в ЧСД утечкой через промежуточное уплотнение, недостатком – большая длина, а иногда повышенный диаметр ротора. Но в упомянутой турбине 600 МВт фирмы «Тосиба» на n=50 1/с в ЦВСД всего 15 ступеней. Ижорский завод может изготовить и при повышенных температурах длинные роторы без центрального сверления. В зависимости от выбранного ротора ЦНД (с лопаткой 960 или 1200 мм) предлагаемый МЭИ пилотный энергоблок мощностью 525 МВт может быть четырехцилиндровым (как сейчас турбины ЛМЗ и Турбоатом К-500–23,5) или трехцилиндровым.

Выбор той или иной конструкции многоцилиндровой турбины при разных мощностях и давлении в конденсаторе позволяет изготовлять большую серию турбин из набора цилиндров одинаковых или отличающихся лишь высотой лопаток. Сегодня при острой конкуренции это очень важно, т. к. сохраняет необходимый комплекс НИОКР, существенно уменьшает продолжительность от начала выполнения заказа до ввода в коммерческую эксплуатацию. Это, в частности, подчеркивается и в зарубежных публикациях, посвященных специфике энергомашиностроения в рыночных условиях.

Еще со времен первых турбин позиция фирм и заводов по выбору типа облопачивания (активного и реактивного) разная. Это относится к ЧВД и ЧСД. Реактивное облопачивание позволяет улучшить обтекание рабочих решеток, снизить выходные потери. Но при этом, особенно для лопаток малой высоты, повышаются потери от утечек, хотя сегодня для одной ступени их снижают разными уплотнениями с 10–16 гребнями. Одновременно увеличивается число ступеней и соответственно стоимость агрегата. Турбины активного типа в настоящее время позволяют заметно повысить КПД ступеней при использовании некоторых мер, в том числе – межвенцовой корневой утечки. Однако для турбин активного типа требуется высокое качество изготовления и конструирования диафрагм, толщина которых растет с повышением р0

В последние годы в энергетических фирмах Франции и Англии перешли на турбины активного типа. Некоторые фирмы, например «Мицубиси», для крупных энергетических агрегатов применяют реактивную конструкцию, а для ПГУ, судовых и индустриальных машин чаще всего – активную. В США осталась практически одна фирма ДЭ с турбинами активного типа. На ЛМЗ с учетом трудностей, связанных с конструированием и эксплуатацией диафрагм, рассматривается вариант ЦВД с реактивным облопачиванием. Видимо, только анализ длительной эксплуатации электростанций, надежные технико-экономические сравнения того и другого типов облопачивания дадут оптимальное решение – и по надежности, и по КПД, и по стоимости изготовления. Однако во всех случаях необходим немалый комплекс исследований, чтобы достичь результатов ведущих фирм и тем более результата, планируемого для уже заказанных новых ПТУ. Указанное выше повышение КПД энергоблока при тех же параметрах на 4,5–6,0% (относительных) – это впечатляющие цифры. Ведь только Δη=1% (относительных) для РАО «ЕЭС России» обеспечивает годовую экономию условного топлива более 2 млн. т. Одновременно это улучшает и экологические показатели.

Сейчас условиям работы ПТУ при переменном режиме придается большее значение, чем ранее. Поэтому и более важной оказалась проблема выбора оптимальной системы парораспределения. Привычное для нас сопловое парораспределение позволяет снизить концевую утечку, уменьшить число ступеней, облегчить условия охлаждения ЧВД в совмещенном ЦВСД. Вместе с тем очевидна большая надежность и экономичность работы энергоблока при скользящем давлении. В этом случае при дроссельном парораспределении и при всех нагрузках КПД нетто энергоблока повышается, а при сопловом – лишь при мощностях ниже примерно 70% номинальной.

Сейчас и в перспективе все большее место в энергетике занимают ПГУ. При использовании газа они уже обеспечивают КПД выше 58%. Технико-экономическое сравнение высокоэффективных ПГУ с новыми совершенными каменноугольными паросиловыми энергоблоками по стоимости вырабатываемого киловатт-часа зависит от многих факторов, в первую очередь от цен на разное топливо. Интересно, что многие европейские страны, США, КНР, Япония, в том числе имеющие собственный природный газ, строят угольные паросиловые энергоблоки, используя газ для других целей. Хотя некоторые преимущества утилизационных ПГУ очевидны – лучшая экономичность, меньшая требуемая площадь и что сегодня, зачастую, становится решающим существенно меньший расход охлаждающей воды. Парогазовые установки, использующие твердое топливо пока не получили массового распространения, они не прошли длительной апробации, а их КПД несколько ниже достигнутого в современных угольных паросиловых блоках. Парогазовые установки всех типов требуют и высокого КПД их паротурбинной части. В новых чисто бинарных ПГУ с высокотемпературными ГТУ, мощность которых при n=50 1/с составляет уже 240 МВт, и все чаще используемой ПГУ одновальной конструкции мощность паровой турбины примерно равна 120 МВт. Паровая турбина при этом теперь уже трех давлений, с промперегревом и р0 до 16 МПа. Часто паровые турбины для ПГУ проектируются, как обычно для ТЭС без учета их особенностей: практически без отборов, желательно с одним выходом из ЧНД, высокой конечной влажностью, конденсаторами разного типа. Если ранее речь шла о небольшой доле паровых турбин для ПГУ в паротурбинных фирмах, то сейчас, например, у фирмы «Дженерал электрик» их доля в производстве паровых турбин достигла 45%.

Надо четко представлять, что если в отечественном энергомашиностроении, в том числе в конструкции паровых турбин, в ближайшее время не произойдет серьезного качественного скачка, то вскоре наши электростанции будут покупать лучшие, и возможно более дешевые турбины у иностранных фирм. Отечественным предприятиям придется заниматься строительной частью и изготовлением наиболее простых деталей по чужим лицензиям. Это означает практически полный развал отрасли, который будет иметь большие социальные последствия. В первую очередь это коснется турбинных заводов, немалого числа НИИ, системы подготовки кадров. Об этом прямо пишут в иностранных журналах.

Конечно, причины серьезного сегодняшнего отставания нашего турбостроения в значительной мере определяются отсутствием необходимого финансирования и редкими заказами, поступающими от электростанций. Все это объясняется общей ситуацией в экономике страны. Но есть и субъективные факторы, рассмотренные выше: многолетнее пренебрежение решением кардинальных проблем (изменением параметров, внедрение новых прогрессивных конструкций). Цикл НИОКР для качественного скачка в энергетике составляет не менее 10 лет. Речь идет уже о следующем столетии. Откладывать дальше решение этой проблемы нельзя. Отечественная энергетика и машиностроительно-металлургический комплекс высоких технологий требуют усилий не только сотрудников заводов, но и финансовой, хотя бы кредитной поддержки государства. Особое внимание к этим проблемам должны проявлять не только энергетики, но и ряд других организаций: РАН, Минэкономики России, МВЭС РФ.

Список литературы

1. Щегляев А.В. Паровые турбины. (Теория теплового процесса и конструкция турбин) Изд. 4-е, переработ. М., «Энергия», 1967.

2. Кириллов И.И., Иванов В.А., Кириллов А.И. Паровые турбины и паротурбинные установки. – Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние, 1978. – 276 с., ил.

3. Трухний А.Д., Ломакин Б.В. Теплофикационные паровые турбины и турбоустановки: Учебное пособие для вузов. – М.: Издательство МЭИ, 2002. – 540 с.: ил., вкладки

4. Иванов В.А. Стационарные и переходные режимы мощных паротурбинных Установок. – М., «Энергия», 1971.

5 Смоленский А.Н. Паровые и газовые турбины. Учебник для техникумов. М., «Машиностроение», 1977

6. Самойлович Г.С. Современные паровые турбины. – М., «Государственное энергетическое издательство», 1960

7. Бесчинский А.А., Доллежаль Н.А. Современные проблемы энергетики. – М., «Энергоатомиздат», 1984.

8. Теплоэнергетика №1, 1998

9. Тезисы докладов на Всесоюзной научно-технической конференции «Проблемы совершенствования современных паровых турбин». Выпуск 183 (дополнительный). Калуга, 1972