Министерство образования и науки [630546]

Министерство образования и науки
Российской Федерации

Алтайский государственный технический университет
им.И.И. Ползунова

Кафедра котло – и реакторостроения

А.В. Моторин , И.В. Распопов , И.Д. Фурсов

ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
Том II
Учебное пособие

Изд-во АлтГТУ

Барнаул 2004

2УДК 621.165 (075.8)
Моторин А.В. Паровые турбины : Учебное пособие : в
2-х т. Т.2/ Моторин А.В., Распопов И.В., Фурсов И.Д.; Алт.
гос. техн . ун-т им. И.И. Ползунова .- Барнаул : Изд-во
АлтГТУ , 2004.- 129 с.
Пособие содержит основные понятия и определения ,
описание процессов , происходящих в паровой турбине ,
краткое описание
конструкций паровых турбин и возмож –
ные неполадки в работе .
Предназначено для студентов энергомашиностроительных
и теплоэнергетических специальностей вузов .

Рассмотрено и одобрено на
заседании кафедры котло –
и реакторостроения .
Протокол № 2 от 28.09.04 г.
Рецензенты :
Г.Н. Лихачева – к.т.н., доц.АлтГТУ ;
В.И. Симанов – гл.конструктор
ЗАО «Сибтепломонтаж »

ISBN 5-7568-0417- Х
© Моторин А.В., Распопов И.В., Фурсов И.Д. 2004 г.

3СОДЕРЖАНИЕ

Том II

1 Система смазки , регулирования и защиты
паровых турбин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4
1.1 Система смазки . . . . . . . . . . . . . . 4
1.2 Система регулирования и управления
турбиной . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14
1.3 Система защиты турбины . . . . . . . . 26
2 Конструкции паровых турбин электростанций . 35
2.1 Основы выбора конструкции турбины . . 35
2.2 Отечественные паровые турбины . . . . 40
2.3 Паровые турбины зарубежных фирм . . 80
2.4 Конструкции турбин для атомных
электростанций . . . . . . . . . . . . . . . . 85
3 Возможные повреждения узлов и деталей
паровых турбин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93
3.1 Попадание в турбину воды и холодного
пара . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 94
3.2 Повреждения рабочих и направляющих
лопаток . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 95
3.3 Повреждения валов и роторов . . . . . . 101
3.4 Повреждения дисков . . . . . . . . . . . . 103
3.5 Прогиб диафрагм . . . . . . . . . . . . . . 105
3.6 Повреждения корпусов . . . . . . . . . . . 106
3.7 Повреждения подшипников . . . . . . . . 110
3.8 Нарушения в системах парораспределения ,
регулирования и защиты . . . . . . . . . . . . 111
3.9 Неполадки , выявленные при эксплуатации
турбин Т-175/210-130 и Т-185/220-130 . . . 115
3.10 Обслуживание паровой турбины при
работе . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 119
Литература . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 128

41 СИСТЕМА СМАЗКИ , РЕГУЛИРОВАНИЯ
И ЗАЩИТЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
1.1 Система смазки
Непрерывная подача смазки в виде органических и
синтетических масел – гарантия надежной работы под-
шипников турбоагрегата .
Если масло используется одновременно в системах
смазки и регулирования , то система смазки является ча-
стью общей системы маслоснабжения турбоагрегата (ри-
сунок 1.1). Применяется в ПТ мощностью
до 200 МВт на
докритические параметры .
Система смазки называется автономной , если в систе –
ме смазки используются органические масла , а в системе
регулирования – негорючие жидкости : вода или синтетиче –
ские жидкости , что характерно для крупных турбин (рису –
нок 1.2).
Для систем маслоснабжения турбин широко применя –
ются органические нефтяные масла Л и УТ, температура
воспламенения которых находится в пределах 370 °С. В то
же время температура свежего пара достигает 550 °С.
Поэтому в практике эксплуатации из-за утечек масла
через неплотности фланцевых соединений , сальники , раз-
рывы маслопроводов и попадании его на горячие поверх –
ности были случаи возникновения пожаров с негативными
последствиями – повреждение турбинного оборудования и
металлоконструкций машинных залов .
Всероссийский теплотехнический институт предложил
огнестойкое масло ОМТИ , которое широко применяется
для регулирования и смазки современных турбин , выпус –
каемых ЛМЗ мощностью от 300 до 1200 МВт . Температура

5воспламенения этого масла выше 700 °С, сравнительно не-
дорогое , обладает необходимой вязкостью , не ядовитое .
Харьковский завод (ХТГЗ ) в системах регулирования
головных образцов турбин К-160-130, К-300-240 и
К-500-240 применил воду . Это решает проблему пожаробе –
зопасности , но она не может быть пока использована для
смазки подшипников и, кроме того, для всех коммуника –
ций системы регулирования требует применения нержа –
веющих сталей во избежание коррозии элементов регули –
рования , соприкасающихся с водой .
1.1.1 Требования к системе смазки
– Высокая надежность системы , для чего применяют
дублирование и резервирование элементов (маслонасосы
смазки ) и организуют несколько независимых контуров
защит .
– Пожаробезопасность , для чего в условиях эксплуа –
тации необходимо исключить попадание масла
на паро –
проводы и горячие части турбины .
– Высокая стоимость масла требует такой организации
системы , чтобы масло эксплуатировалось не менее 8-10 лет.
За качеством масла на ТЭС должен быть организован по-
стоянный контроль .
Типичная система маслоснабжения турбины , когда
смазочная жидкость одновременно является рабочей жид-
костью системы регулирования (рисунок 1.1) работает сле-
дующим образом : на валу турбоагрегата установлено коле –
со главного масляного насоса (ГМН ) 1, которым масло из
бака 2 подается в систему смазки и регулирования .
Для надежной работы ГМН на всас ему организуется
подпор инжекторами (струйными насосами ) 3 и 4, установ –
ленными в маслобаке .

6

1 – главный масляный насос (ГМН ); 2 – маслобак ;
3, 4 – инжекторы ; 5 – маслоохладители ; 6 – подшипни –
ки; 7 – пусковой масляный насос (ПМН ); 8 – реле дав-
ления ; 9 – резервный насос смазки ; 10 – аварийный на-
сос смазки .
Рисунок 1.1 – Схема смазки мощного турбоагрегата
(общая система маслоснабжения ).
Для обеспечения систем смазки и регулирования при
пуске турбины ,
когда обороты недостаточны для нормаль –

7ной работы ГМН , устанавливают пусковой масляный насос
(ПМН ) 7 с приводом от электродвигателя или небольшой
паровой турбины . После набора оборотов и вступления в
нормальную работу ГМН , пусковой маслонасос останавли –
вают .
Для обеспечения надежности работы турбоагрегата
система смазки снабжается системой защиты , импульсом
для срабатывания которой является давление в маслопро –
воде за маслоохладителями , где устанавливается реле дав-
ления 8.
При падении давления масла в системе смазки до
60 кПа вместо нормальных 100 кПа реле давления включа –
ет резервный насос смазки 9, двигатель которого запитан
от распредустройства собственных нужд ТЭС . При неис –
правности резервного маслонасоса и отсутствии напряже –
ния переменного тока при снижении давления масла до
50 кПа реле включает аварийный маслонасос постоянного
тока, запитанный от аккумуляторной батареи , находящейся
в режиме постоянного подзаряда .
Реле давления при пуске и останове турбины препят –
ствует включению валоповоротного устройства при паде –
нии давления масла в системе смазки ниже 30 кПа.
С ростом мощности ПТ и начальных параметров пара
появилась необходимость повышения давления масла в
системе регулирования , что повышает пожароопасность
турбоагрегата . В результате система маслоснабжения была
разделена на систему смазки , в которой в основном приме –
няется органическое турбинное масло (рисунок 1.2), и сис-
тему регулирования , в которой применяют негорючие син-
тетические масла .

8

1 – масляный бак; 2,3 – основные и аварийные насосы
смазки ; 4 – маслоохладители ; 5 – аварийные емкости
масла ; 6 – ЦВД ; 7 – ЦСД ; 8 – ЦНД ; 9 – валоповоротное
устройство ; 10 – генератор ; 11 – возбудитель ; 12 – по-
дача масла к гидромуфте ; 13 – подача масла к пита –
тельному электронасосу ; 14 – подача масла к питатель –
ному турбонасосу ; 15 – слив масла от подшипников
питательных агрегатов и гидромуфты .
Рисунок 1.2 – Схема маслоснабжения турбоагрегата
К-300-240 ЛМЗ (автономная ).
В этом случае каждая система должна иметь свои на-
сосы маслоснабжения , разместить которые на валу турби –
ны затруднительно .
Поэтому в такой системе устанавливают два основных
маслонасоса на переменном токе 2, один из которых явля –
ется резервным , и
два аварийных маслонасоса на постоян –

9ном токе 3 от аккумуляторной батареи , один из которых
является резервным .
Все маслонасосы устанавливаются на нулевой отметке
в конденсационном помещении , что снижает опасность
возникновения пожара . При этом отпадает необходимость
установки маслобака на уровне отметки обслуживания
турбины , его устанавливают чуть выше маслонасосов для
обеспечения гарантированного подпора на их всасе , что
позволило освободиться от инжекторов .
Для большей надежности работы схемы включение
аварийных маслонасосов происходит по сигналу исчезно –
вения тока в обмотках двигателей основных насосов , не-
смотря на то, что давление еще не упало и реле давления не
сработало .
Последней ступенью защиты подшипников мощных
турбин от исчезновения масла являются аварийные бачки
(емкости ) 5 в крышках подшипников или около них.
1.1.2 Масляный бак
Емкостью , обеспечивающей маслом систему смазки и
часто регулирования служит масляный бак (рисунок 1.3), в
котором масло отстаивается от воздуха , воды , механиче –
ских примесей , продуктов разложения масла и коррозии
поверхностей системы маслоснабжения , разделенный на
три отсека .
Масляный бак должен иметь достаточные размеры ,
чтобы масло ,
поступающее из подшипников с содержани –
ем воды и воздуха , отстоялось и восстановило свои смазы –
вающие свойства и не превратилось в эмульсию .

10

1 – грязный отсек ; 2 – промежуточный отсек ; 3 – чис-
тый отсек ; 4 – фильтры грубой очистки с размером
ячейки сетки 250-400 мкм; 5 – фильтры тонкой очист –
ки с размером ячейки сетки 100-125 мкм; 6 – указатель
уровня .
Рисунок 1.3 – Конструктивная схема масляного бака .
Как правило , каждый литр масла должен находиться в
баке не менее 7 минут . К
примеру , емкость бака турбины
К-200-130 равна 28 т, а расход масла 4 т/мин.
Дно масляного бака выполняется с уклоном для пе-
риодического слива отстоя воды , грязи и шлама .
Патрубки забора масла маслонасосами размещаются
как можно ниже , чтобы забирать отстоявшееся (деаэриро –

11ванное ) масло , но нужно исключить придонный , наиболее
загрязненный слой .
Бак снабжается поплавковым указателем уровня с сиг-
нализацией предельных (верхнего и нижнего ) уровней .
Верхняя часть масляного бака вентилируется с помощью
вытяжного вентилятора (эксгаустера ) для исключения об-
разования гремучего газа (смесь воздуха с водородом ), т.к.
масло , поступающее из уплотнений генератора с водород –
ным охлаждением , насыщено водородом . К тому же, вен-
тиляция бака способствует выделению воздуха из масла .
В процессе эксплуатации масляные фильтры периоди –
чески очищают .
Установка маслобака выше уровня оси турбины для
создания подпора на всасе главного маслонасоса не допус –
тима из-за пожароопасности , поэтому его располагают под
отметкой обслуживания турбины вблизи переднего под-
шипника , в корпусе которого размещен ГМН .
В системах маслоснабжения в настоящее время при-
меняют только центробежные насосы .
1.1.3 Маслоохладители
Для охлаждения масла , поступающего к подшипни –
кам, устанавливают маслоохладители (рисунок 1.4). Охла –
ждающая вода из разделенной перегородкой 1 нижней во-
дяной камеры поступает в латунные трубки 2, проходит в
верхнюю
водяную камеру 3, поворачивает на 180 ° и по
трубкам возвращается в нижнюю камеру . Вся трубная сис-
тема вместе с верхней трубной доской свободно расширя –
ется вверх через податливое соединение 4. Нижняя трубная
доска закреплена жестко .
Масло проходит в межтрубном пространстве . Давле –
ние масла должно быть больше давления воды , чтобы в

12случае появления неплотностей в вальцовке трубок не
происходило обводнения масла .
Температура масла регулируется расходом охлаж –
дающей воды и должна быть в пределах 35-45 °С на выхо –
де из маслоохладителей .

1 – перегородка нижней водяной камеры ; 2 –трубки ;
3 – верхняя водяная камера ; 4 – податливое соедине –
ние; 5 – верхняя трубная доска ; 6 – нижняя трубная
доска .
Рисунок 1.4 – Маслоохладитель конструкции ЛМЗ .

131.1.4 Реле давления
Для включения резервных и аварийных маслонасосов
и отключения валоповоротного устройства при недопусти –
мом снижении давления масла служит реле давления
(рисунок 1.5).

Рисунок 1.5 – Реле падения давления масла .
Степень удлинения сильфона 1 определяется разно –
стью усилий пружины 2, стремящейся растянуть сильфон и

14внешнего давления , создаваемого маслом , подводимым из
линии смазки через штуцер 5.
При снижении давления масла сильфон растягивается ,
перемещает тарелку 3 со штоком и воздействует на микро –
выключатель 9, который управляет пуском соответствую –
щего насоса .
Порядок и давление срабатывания микровыключате –
лей регулирую гайками 8.
1.2 Система регулирования и управления турбиной
1.2.1 Необходимость
регулирования и управления
Способов складирования электроэнергии пока не су-
ществует , поэтому ее выработка всегда должна совпадать с
потреблением . Следовательно , турбина должна иметь ме-
ханизм управления , позволяющий изменять ее мощность в
зависимости от потребления электроэнергии .
Многие потребители , в том числе и механизмы собст –
венных нужд электростанции , требуют строго определен –
ной частоты
электрического тока, т.е. частоты вращения
турбогенераторов .
Согласно Правилам технической эксплуатации частота
электрической сети должна быть 50±0,1 Герц во избежание
самопроизвольного перераспределения мощности между
потребителями , что может привести к значительным поте –
рям энергии и нарушению устойчивости системы вплоть
до отключения отдельных потребителей .
Постоянное равенство между требуемой и вырабаты –
ваемой мощностью турбоагрегата или группы их можно
обеспечить изменением расхода пара на турбину .
Машинист турбины не в состоянии изменять расход
пара непрерывно и с необходимой точностью , поэтому

15поддержание частоты вращения обеспечивается системой
автоматического регулирования турбины .
Таким образом , главной функцией автоматического
регулирования конденсационной турбины является под-
держание частоты вращения ротора генератора .
В то же время имеются турбины с противодавлением ,
главной задачей которых является обеспечение потребите –
лей теплотой в виде пара определенного давления . под-
держание в заданных пределах давления отработавшего
пара и будет главной задачей регулирования таких турбин .
На теплоэлектроцентралях с турбинами , имеющими
регулируемые отборы пара , необходимо работать по неза-
висимым электрическому и тепловому графикам . Система
регулирования таких турбин должна обеспечивать незави –
симое управление и поддержание как вырабатываемой
мощности , так и отбираемого количества пара необходи –
мых параметров .
Системы регулирования турбин с регулируемыми от-
борами пара типа Т, П, ПТ гораздо сложнее .
1.2.2 Простейшая система регулирования
На рисунке 1.6 изображена простейшая система регу-
лирования турбины . От вала турбины приводится во вра-
щение валик регулятора 1, на котором расположена пере –
мещающаяся муфта 4. Грузы регулятора при вращении под
действием центробежных сил расходятся и
сдвигают муф-
ту влево , если частота вращения уменьшается , пружина 2
перемещает муфту вправо .
Положение муфты на валике будет зафиксировано , ко-
гда центробежная сила , развиваемая грузами , уравновесит –
ся усилием в пружине растяжения .

16Совокупность муфты , грузов и пружины представляет
собой регулятор скорости .

1 – валик регулятора частоты вращения ; 2 – пружины ;
3 – грузики ; 4 – муфта ; 5 – рычаг ; 6 – шарнир ; 7 – регу-
лирующий клапан ; 8 – маховичок ; 9 – пружина меха –
низма управления .
Рисунок 1.6 – Принципиальная схема регулирования
частоты вращения турбоагрегата .
К муфте шарнирно присоединен рычаг 5, поворачи –
вающийся вокруг неподвижного шарнира 6 и перемещаю –
щий регулирующий клапан
7, впускающий пар в турбину .
Допустим , что положение регулятора скорости и кла-
пана турбины обеспечивают некоторую частоту вращения
и мощность турбины . При увеличении нагрузки на турбину
ротор замедляет свое вращение , центробежная сила грузов
уменьшится , муфта сдвинется вправо , клапан паровпуска

17откроется для увеличения мощности турбины в соответст –
вии с возросшей на нее нагрузкой .
Связь между мощностью турбины Nэ и частотой вра-
щения n называют статической характеристикой системы
регулирования (рисунок 1.7).

Рисунок 1.7 – Статическая характеристика системы ре-
гулирования .
Если обозначить частоту вращения турбины на холо –
стом ходу (электрическая мощность равна нулю ) через
nхх,
а при максимальной нагрузке – через nмн, то разность этих
частот вращения , отнесенная к средней частоте вращения
n0, называется степенью неравномерности δ или неравно –
мерностью системы регулирования
0мнхх
nn n−=
δ. (1.1)

Согласно ПТЭ неравномерность регулирования кон-
денсационных турбин должна составлять 4,5 ± 0,5 %. Это
означает , что если δ = 5 %, а номинальная частота враще –

18ния 50 Гц, то при изменении нагрузки турбины от холосто –
го хода до максимальной частоты вращения будет изме –
няться от 48,75 до 51,25 Гц.
Если принять , что изображенному на рисунке 1.6 по-
ложению системы регулирования соответствует точка А на
статической характеристике (рисунок 1.7), то при измене –
ниях нагрузки на турбину регулирующий клапан начнет
двигаться не в точке А, а при увеличении нагрузки – в точ-
ке A', при уменьшении нагрузки – в точке А'' из-за необхо –
димости преодоления центробежной силой грузов сил тре-
ния и выборку люфтов в шарнирах .
Таким образом , действительная статическая характе –
ристика регулирования представляет собой не линию , а об-
ласть , нижняя граница которой соответствует постепенно –
му возрастанию мощности (нагружение турбины ), а верх –
няя – уменьшению мощности (разгрузке турбины ).
Отношение ширины области ∆n к номинальной часто –
те вращения (рисунок 1.7), выраженное в процентах , назы –
вается степенью нечувствительности регулирования
100
0⋅∆=nn
ε. (1.2)
Чем меньше ε, тем выше качество регулирования . Не-
чувствительность фактически означает , что при фиксиро –
ванной частоте вращения n0 (рисунок 1.7) мощность тур-
бины может произвольно меняться на величину ∆Nэ. Со-
гласно ПТЭ для турбин мощностью свыше 50 МВт нечув –
ствительность не должна превышать 0,3 %. Даже при такой
нечувствительности регулирования колебания нагрузки
довольно велики . Например , для турбины 800 МВт при не-
равномерности регулирования 4 % и нечувствительности
0,3 % возможные колебания нагрузки составят

19МВт60 80043,0N Nэ э =⋅=⋅=δε
∆ ,
что составляет мощность четырех Барнаульских ТЭЦ -1,
установленная мощность которой 15,2 МВт .
Очевидно , что к изготовлению , монтажу и наладке уз-
лов регулирования , а также к чистоте рабочей жидкости
должен быть особо тщательный подход . В этом случае
удается снизить степень нечувствительности до 0,1-0,15 %.
1.2.3 Механизм управления турбоагрегатом
В течение суток электрическая нагрузка может изме –
няться
более чем в 2 раза, поэтому изменения частоты сети
могут быть значительными . Отсюда возникает задача под-
держания частоты в очень узких пределах при колебаниях
нагрузки энергосистемы . Эта задача решается с помощью
специального устройства управления турбиной , называе –
мого синхронизатором , которым пользуются для точной
подгонки частоты вращения (оборотов ) при синхронизации
турбины перед включением генератора в электрическую
сеть.
На рисунке 1.6 механизм управления изображен пру-
жиной 9, натяг которой меняется маховичком 8.
При выведенном механизме , т.е. при ослабленной
пружине 9 система работает как описано выше , положение
муфты 4 определяется равенством центробежных сил гру-
зов и силой растяжения пружины 2.
Если растянуть пружину 9, то баланс сил, действую –
щих на муфту 4, нарушится . Прежнее положение муфты , а
значит , и регулирующего клапана 7 и нагрузки турбины
будут достигаться при больших частотах вращения . Следо –
вательно , при увеличении натяга пружины 9 статическая

20характеристика от начального положения (рисунок 1.7)
будет сдвигаться вверх , а при ослаблении вниз .
Процесс восстановления частоты сети путем воздейст –
вия на механизм управления турбоагрегата называется
вторичным регулированием частоты . При изменении час-
тоты сети посредством механизма управления частота
вращения турбины изменяется (причем , в установленных
пределах ) очень мало (тем меньше , чем больше мощность
энергосистемы ), а мощность турбины значительно .
Для вторичного регулирования частоты в энергосис –
теме выделяется одна электростанция , постоянно изме –
няющая свою нагрузку в соответствии с изменением по-
требления электроэнергии .
Практически это производится автоматически регуля –
тором частоты , нагружающим или разгружающим турбины
при изменении частоты сети.

1.2.4 требования к системе регулирования

Схема регулирования (рисунок 1.6) пригодна только
для маленьких турбин , т.к. имеет ряд недостатков :
– малая перестановочная сила регулятора скорости , а
силы , воздействующие на регулирующий клапан , значи –
тельны ;
– наличие большого количества механических соеди –
нений (рычаги , шарниры , пружины ), зазоры и трение в ко-
торых способствуют значительной нечувствительности ;
– привод регуляторного валика осуществлялся через
червячную передачу .
Для их исключения центробежные регуляторы скоро –
сти не соединяют непосредственно с парораспределитель –
ными органами (регулирующими клапанами ), а устанавли –
вают между ними цепочку элементов – усилителей , каж-

21дый из которых состоит из золотника и сервомотора ,
управляемых маслом (жидкостью ).
Вместо механических связей используют гидравличе –
ские , не подвергающиеся износу и не вызывающие нечув –
ствительности со временем .
Применяется специальная конструкция регулятора
скорости центробежного типа , позволяющая ему работать
непосредственно на валу турбины (рисунок 1.8).
К валу турбины крепится траверса 1, на которой за-
креплена упругая рамка 3 из ленточной пружины . На оси
пружины 2, стягивающей рамку , расположены грузы 5.
При вращении вала турбины грузы , преодолевая натя-
жение пружины , расходятся и обеспечивают осевое пере –
мещение отбойной пластины 4, которая управляет переме –
щением золотника .
Бесшарнирный регулятор скорости (рисунок 1.8) соеди –
няют с валом турбины шлицевой муфтой для обеспечения
свободного перемещения вала турбины при его тепловых
расширениях без изменения расстояния ( при одних и тех же
оборотах ) между сливным соплом и отбойной пластиной .
Такие регуляторы скорости устанавливает на своих
турбинах ЛМЗ .

Рисунок 1.8 – Бесшарнирный быстроходный регулятор
частоты вращения турбин ЛМЗ .

22Кроме того, наряду с механическими используются
гидравлические датчики частоты вращения (специальный
центробежный насос или импеллер ). Системы регулирова –
ния с таким датчиком частоты вращения называются гид-
равлическими . Такие регуляторы (с импеллером ) приме –
няют Харьковский и Уральский турбинные заводы .
Таким образом , требования к системам регулирования
турбин являются следующими :
– система регулирования должна обеспечить устойчи –
вую работу турбины (без самопроизвольного изменения
нагрузки на всех режимах ). Для этого неравномерность ее
статической характеристики должна быть в пределах
4,5±0,5 %, а нечувствительность не более 0,3 %;
управление турбиной должно быть легким и плавным ,
регулирующие клапана должны открываться и закрываться
равномерно , без толчков ;
регулирование должно «удерживать » турбину на холо –
стом ходу при полном сбросе нагрузки с отключением ге-
нератора от сети. Динамический заброс оборотов должен
быть не более 7-8 % от номинального (3000 об/мин).
Схема маслоснабжения системы регулирования синте –
тической жидкостью показана на рисунке 1.9.

23

1 – бак; 2, 4, 5 – рабочий , резервный и аварийный мас-
лонасосы (синтетической жидкости ); 3 – обратный кла-
пан; 6 – реле давления ; 7 – пружинные аккумуляторы .

Рисунок 1.9 – Схема маслоснабжения систем регули –
рования турбин ЛМЗ , работающих на синтетических
негорючих жидкостях .
1.2.5 Исполнительные органы системы регулирования
Исполнительными органами системы регулирования
являются регулирующие клапаны , которые должны удовле –
творять следующим требованиям :
– работа клапанов должна быть исключительно надеж –
ной, т.к. они обеспечивают заданную нагрузку , а также явля-
ются исполнительными органами защиты
турбины ; клапаны
должны плотно прилегать к седлам при полном закрытии во
избежание разгона турбины при сбросах нагрузки ;
– при полном открытии клапанов потери давления в
них должны быть минимальными , т.к. дросселирование
пара приводит к снижению используемого теплоперепада
турбины .
Для обеспечения плотности клапана при возможных
перекосах его поверхность делают шарообразной .

24Седла клапанов имеют расширяющиеся каналы (диф-
фузоры ), частично восстанавливающие на расчетном ре-
жиме давление пара перед проточной частью турбины , что
позволяет уменьшить сечение клапанов , а соответственно
уменьшить усилия на клапан .
Особенно велики эти усилия в штоке клапана , откры –
вающегося первым , т.к. перед клапаном полное давление , а
за ним вакуум .
Исходя из этих условий , предложена конструкция кла-
пана (рисунок 1.10).

1 – сервомотор ; 2 – зубчатая рейка ; 3 – кулачковый
вал; 4 – кулачки ; 5 – регулирующий клапан ; 6 – рыча –
ги; 7 – корпус клапана ; 8 – сопловые коробки .

Рисунок 1.10 – Система парораспределения с
отдельными клапанными коробками .

Регулирующие клапаны 5 установлены в корпусах 7,
из которых пар поступает в сопловые коробки 8 к регули –
рующей ступени . Клапаны перемещаются штоком и рыча –

25гами 6. Шток сервомотора 1 через систему рычагов , рейку
2 и зубчатое колесо вращает кулачковый вал 3. Кулачковые
шайбы 4 при вращении кулачкового вала в определенной
последовательности открывают регулирующие клапаны .
Собственно регулирующий клапан показан на рисунке 1.11, б.

а) 1 – отжимной винт ; 2 – пружина ; 3 – рамка ; 4 – ролик ; 5 –
кулачковый вал; 6 – кулачковые шайбы ; 7 – шток ;
8 – букса ; 9 – паровая коробка ; 10 – регулирующий клапан ;
11 – диффузор ; 12 – корпус турбины ; 13 – сопловая короб –
ка; 14 – сопло ; 15 – крышка паровой коробки ; 16 – отсос ;
17 – приводной рычаг ; 18 – канал , обеспечивающий полное
давление внутри основного клапана при закрытом разгру –
зочном клапане ; б) 1 – шток ; 2 – корпус разгрузочнго кла-
пана ; 3 – основной клапан ; 4 – разгрузочный клапан .

Рисунок 1.11–Разгруженный регулирующий клапан ЛМЗ .

26Внутри основного клапана 3 расположен разгрузочный
клапан 4. В начале открытия клапана перемещение штока 1
приводит к подъему разгрузочного клапана , при этом дав-
ление внутри основного клапана совпадает с давлением за
ним и происходит частичная разгрузка основного клапана .
После подъема разгрузочного клапана , примерно на 8 мм
начинается подъем основного клапана .
Для исключения пропаривания в зоне регулирующих
клапанов вдоль штока по его длине организуют один или
два отсоса в деаэратор и сальниковый подогреватель .
1.3 Система защиты турбины
1.3.1 Необходимость защиты турбины
Нормальная работа турбины обеспечивается системой
регулирования при условии удовлетворительного состоя –
ния всех ее элементов .
При эксплуатации турбины в системах регулирования ,
смазки и
в самой турбине могут возникнуть серьезные не-
исправности , требующие прекращения подачи пара в тур-
бину и отключения генератора от сети. Кроме того, турби –
на работает в комплексе со сложными агрегатами , как ко-
тел, реактор , регенеративные подогреватели , а через турбо –
генератор с электрической сетью , в работе которых также
могут произойти нарушения , представляющие угрозу для
турбины .
Поэтому паровая турбина оснащается системой защи –
ты автоматически предохраняющей ее от повреждений .
Подача пара в турбину должна быть немедленно пре-
кращена при:
– увеличении числа оборотов (частоты вращения )
сверх допустимой ;

27- недопустимом осевом сдвиге ротора ;
– недопустимом увеличении давления в конденсаторе ;
– аварийном снижении давления масла в системах
смазки и регулирования ;
– гидравлических ударах в главном паропроводе , по-
стороннем шуме и стуке внутри турбины или генератора ;
– при свищах или разрывах паропровода или питатель –
ного трубопровода и ряде других замечаний в работе обо-
рудования электростанций , определенных заводскими и
местными инструкциями .
Автоматическая защита и предусмотрена для преду –
преждения тяжелых последствий .
В случае несрабатывания соответствующей защиты
турбина должна быть остановлена с помощью автомата
безопасности воздействием на него вручную у самой тур-
бины или дистанционно с группового щита управления .
После останова турбины защитой , повторный пуск
возможен только после выяснения причины срабатывания ,
устранения выявленных нарушений и уверенности в безо-
пасности пуска .
1.3.2 Исполнительные органы защиты
Исполнительными органами защиты являются стопор –
ные, регулирующие и обратные клапаны .
Стопорные клапаны , задачей которых является бы-
строе и надежное прекращение подачи пара в турбину ,
располагаются перед регулирующими клапанами .
Обратные клапаны располагаются на паропроводах
ре-
гулируемых и нерегулируемых (регенеративных ) отборов и
предотвращают попадание пара в турбину при вскипании
конденсата греющего пара подогревателей при резком за-

28крытии стопорных клапанов из-за быстрого падения дав-
ления внутри турбины .
Конструкция стопорных клапанов принципиально не
отличается от конструкции регулирующих клапанов .
1.3.3 Защита турбины от разгона
Недопустимое повышение числа оборотов (частоты
вращения ) ротора может произойти по двум причинам :
– при нарушении связей (муфт ) между отдельными ва-
лами турбоагрегата , что маловероятно и
исключается пра-
вильным выбором размеров и сборки муфт ;
– при отключении электрического генератора от сети,
что в практике эксплуатации бывает часто .
Система защиты турбины от разгона состоит из датчи –
ка, промежуточных звеньев и исполнительных органов .
Датчиком системы является автомат безопасности
(рисунок 1.12).
Автомат безопасности ЛМЗ крепится к валу турбины и
расположен в корпусе переднего подшипника . Основными
деталями являются два (для надежности ) одинаковых бой-
ка 2. Центры тяжести 5 бойков смещены относительно оси
вращения так, что центробежные силы стремятся выдви –
нуть бойки из сверлений , чему препятствуют сжатые пру-
жины 4. Гайкой 1 пружины автомата затягивают так, чтобы
центробежная сила бойка преодолела усилие пружины при
частоте вращения на 10-12 % больше номинальной (3300-
3360 об/мин).

29

1 – регулируящая гайка ; 2 – бойки ; 3 –передний конец
ротора турбины ; 4 – пружина ; 5 – центр тяжести бойка .
Рисунок 1.12 – Автомат безопасности турбин ЛМЗ .
Харьковский турбогенераторный завод применяет
предохранительный выключатель (автомат безопасности )
кольцевого типа (рисунок 1.13), т.е. вместо бойков приме –
няет эксцентричные кольца . Величина частоты вращения ,
при которой срабатывает автомат , регулируется также
пружиной .
Принципиальная схема защиты от разгона пока –
зана на рисунке 1.14.

30

1 – кольца ; 2 – пружина .
Рисунок 1.13 – Автомат безопасности кольцевого типа
турбин ХТГЗ .
Датчиком системы защиты является сдвоенный авто-
мат безопасности 15. При вылете хотя бы одного из бойков
рычаги 11 поворачиваются и ударяют по предвключенным
золотникам 16, расположенным внутри основных золотни –
ков 17. При смещении золотников 16 открывается слив
масла из
камеры А, давление в ней падает и золотники 17
переходят в нижнее положение , что приводит к прекраще –
нию подвода масла от насоса 1 к золотникам стопорных
клапанов ЦВД и ЦСД и сообщению их со сливом . Золот –
ники смещаются вниз , открывают слив масла из-под порш –
ней стопорных клапанов ЦВД и ЦСД и обеспечивают их
посадку (закрытие ) под действием пружин .

31

Рисунок 1.14 – Принципиальная схема защиты турби –
ны с промежуточным перегревом пара от разгона .
Одновременно с подачей импульса на смещение зо-
лотников 7 и 5 подается импульс на золотники 10 и 18, ко-
торый вызывает посадку регулирующих клапанов 9 и 19
ЦВД и ЦСД .
Таким образом , срабатывание бойков автомата безо-
пасности вызывает
закрытие стопорных и регулирующих
клапанов , что увеличивает надежность отсечки турбины от
паропроводов .
В случае несрабатывания автомата безопасности при
частоте вращения , превышающей номинальную частоту , в
работу вступает еще одна ступень защиты . При частоте
вращения , превышающей номинальную (3000 об/мин) на
14-15 % грузы регулятора скорости расходятся настолько ,
что золотник 3 сдвигается вправо и открывает окна буксы
золотника , тем самым обеспечивая слив масла и уменьше –

32ние давления в камере А золотников регулятора автомата
безопасности , как и при срабатывании его бойков .
При необходимости остановить турбину по месту дос-
таточно нажать кнопку 12 и система защиты сработает .
Прекратить подачу пара в турбину можно и с блочного
(группового ) щита управления , нажав кнопку электромаг –
нитного выключателя 13, который перемещает золотник 14.
На электромагнитный выключатель 13 заводится элек-
трический импульс еще от целого ряда защит : от падения
давления смазки , от повышения и понижения сверх допус –
тимого температуры свежего пара и т.д.
В этот же выключатель вводится импульс на отключе –
ние турбины по пару при нарушении нормальной работы
другого технологического оборудования ТЭС : при внут –
ренних повреждениях в генераторе , повышении (недопус –
тимом ) уровне конденсата в ПВД , нарушении охлаждения
статора генератора , остановке котла при блочной схеме и т.д.
1.3.4 Защита от осевого сдвига ротора
При чрезмерном осевом сдвиге ротора возникают за-
девания вращающихся деталей о неподвижные , приводя –
щие к разогреву и тепловым
деформациям соприкасаю –
щихся деталей , что вызывает разбалансировку ротора , уси-
ленную вибрацию турбины и прогрессирующее развитие
задеваний вплоть до полного ее разрушения .
В качестве импульса для срабатывания системы защи –
ты по осевому сдвигу служит значительное перемещение
гребня упорного подшипника , например , при расплавлении
баббитовой заливки колодок . Обычно применяют датчики
гидравлического или электрического типа .
Гидравлический датчик использует в своих турбинах
Калужский турбинный завод (КТЗ). Принцип его работы

33такой же, как и у регулятора частоты вращения ЛМЗ (ри-
сунок 1.8), с той лишь разницей , что роль перемещающей –
ся отбойной пластины регулятора скорости играет упор –
ный диск . Импульс от падения давления перед гидравличе –
ским соплом в результате смещения гребня упорного диска
используется для посадки стопорных , регулирующих и об-
ратных клапанов .
В мощных турбинах чаще всего применяют электро –
магнитный датчик (рисунок 1.15), посылающий при опас –
ном смещении ротора импульс на электромагнитный вы-
ключатель 13 (рисунок 1.14); он перемещает золотник 14,
который обеспечивает срабатывание золотников регулято –
ра безопасности 17 и всей системы защиты .

Рисунок 1.15 – Реле осевого сдвига турбин ЛМЗ .

341.3.5 Защита от повышения давления в конденсаторе
Эта защита является третьей по важности для турби –
ны. Внезапное падение вакуума в конденсаторе турбины ,
как правило , происходит вследствие прекращения или рез-
кого уменьшения подачи охлаждающей воды . Ухудшение
вакуума приводит к повышению температуры в выходном
патрубке , его короблению и нарушению работы вклады –
шей
подшипников , что вызывает повышенную вибрацию
турбины , к повышению напряжений в лопатках и их по-
ломкам .
Защита при повышении давления в конденсаторе вы-
полняется двухступенчатой . Специальное вакуум -реле при
повышении давления в конденсаторе примерно до 70 кПа
подает импульс на электромагнитный выключатель 13 (ри-
сунок 1.14), вызывающий срабатывание системы защиты .
Второй ступенью защиты по вакууму являются предохра –
нительные тонкие паронитовые мембраны , устанавливае –
мые обычно на выходных патрубках . При нормальной ра-
боте турбины прочность и плотность мембран достаточны ,
чтобы предупредить подсосы воздуха в конденсатор , а при
повышении давления в выходном патрубке выше атмо –
сферного происходит разрыв мембраны с выпуском пара в
машинный зал.

352 КОНСТРУКЦИИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
2.1 Основы выбора конструкции турбины
Современная мощная паровая турбина – это сложней –
шая машина , состоящая из нескольких тысяч деталей ,
большинство которых являются специфическими , рабо –
тающими в сложных условиях , подвергаясь воздействию
динамических , неустановившихся сил при высоких темпе –
ратурах .
Многие детали могут надежно работать только при тех
условиях , на
которые они спроектированы – рабочие ло-
патки , регулирующие клапаны , фланцевые соединения и др.
Зазоры между вращающимися и неподвижными дета-
лями составляют иногда доли миллиметра .
Для расчета паровой турбины в качестве заданных ве-
личин обычно принимают : параметры свежего пара , давле –
ние в выхлопном патрубке , номинальную и экономиче –
скую мощности , число оборотов , необходимость промпе –
регрева и др. Под номинальной понимается мощность аг-
регата . Экономической называется мощность , на которую
производится тепловой расчет и при которой турбина
должна иметь наивысший относительный к.п.д. Экономи –
ческая мощность обычно равна 0,8÷0,9 номинальной мощ –
ности .
Высокая экономичность турбины достигается при вы-
полнении всех ступеней с наивыгоднейшим отношением
u/c1 (см. раздел 2).
Одновременно нужно обеспечить достаточную высоту
сопл и рабочих лопаток в области повышенного давления
пара и экономичные профили сопловых и лопаточных ре-
шеток .

36Для выбора и разработки конструкции турбины ре-
шающее значение имеет ее мощность и объемный расход
пара . В конденсационных турбинах секундный объем про-
текающего пара изменяется в очень широких пределах : при
Р0=2,83 МПа , t0=400 °С, удельный объем равен υ0=0,105
м3/кг, при расширении же до Рк=4 кПа при сухости пара
х=0,90 возрастает до 31,9 м3/кг, увеличиваясь в 304 раза.
Если же взять Р0=8,8 МПа , t0=500 °С, то υ0=0,037 м3/кг,
при расширении до 4 кПа (давление в конденсаторе )
удельный объем пара возрастает в 850 раз.
Получение высокого к.п.д. многоступенчатой турбины
обеспечивается плавным изменением проходных сечений
проточной части , без резких поворотов потока пара для
уменьшения дополнительных потерь , что является трудной
конструктивной задачей .
Ступени современных конденсационных паровых тур-
бин условно делят на 4 группы :
– регулирующая ступень (при дроссельном парорас –
пределении не применяется );
– ступени , работающие в области малых секундных
объемов пара ;
– промежуточные ступени , в которых объемы пара
достаточно велики ;
– ступени низкого давления , работающие под вакуу –
мом с очень большими объемами пара .
Выбор типа регулирующей ступени и выполнение ее в
виде одновенечного активного диска или двухвенечного
диска Кертиса определяется величиной расчетного тепло –
падения при экономической мощности турбины . Теплопа –
дение до 140 кДж/кг перерабатывается одновенечной сту-
пенью , а при теплоперепаде свыше 150 кДж/кг применяет –
ся двухвенечная ступень . Значительный перепад тепла в
регулирующей ступени упрощает конструкцию турбины ,

37но ее к.п.д. ниже к.п.д. последующих ступеней . В турбинах
высокого давления теплоперепад на регулирующую сту-
пень выбирают с таким расчетом , чтобы температура пара
в ее камере была не более 450 °С, что позволяет использо –
вать для корпуса и ротора турбины более простые молиб –
деновые стали .
При малом теплопадении в регулирующей ступени
корпус и ротор подвержены температуре более 450 °С. В
этих турбинах цельнокованное исполнение ротора при за-
данных габаритах поковки определяет максимальный диа-
метр регулирующей ступени , следовательно , при опти –
мальном u/c1 и максимальный ее теплоперепад .
Турбина , проектируемая на большой пропуск пара при
экономической мощности (работающая в базовом режиме )
и дроссельном парораспределении может иметь больший
к.п.д., чем турбина с сопловым парораспределением , но
при изменениях нагрузки это преимущество теряется . В
настоящее время в основном выпускаются турбины с со-
пловым парораспределением .
В ступенях , следующих за регулирующей , основной
задачей конструктора является обеспечение достаточной
высоты сопл и лопаток , что можно достигнуть уменьшени –
ем угла α1 и диаметра ступени .
Радикальным способом достижения высокой эконо –
мичности турбины является повышение числа оборотов
ротора . В этом случае уменьшение диаметра ступени не
требует сокращения теплового перепада , а компенсируется
увеличением угловой скорости , т.е. решается сразу две за-
дачи : достигается требуемая высота лопаток и сокращается
число ступеней .
Расчет и конструирование промежуточных ступеней
менее сложен . Вследствие расширения пара достигнуты
достаточные объемные расходы пара , т.е. высоты сопловых

38и лопаточных решеток достигают таких значений , при ко-
торых коэффициенты φ и ψ перестают зависеть от высоты
канала (см. раздел 2). К тому же, диаметры ступеней и раз-
меры лопаток еще не настолько велики , чтобы было трудно
обеспечить механическую прочность и достаточную жест –
кость лопаток и дисков этих ступеней .
Проектирование и построение последних ступеней
конденсационных турбин встречает затруднения , связан –
ные с большими объемными пропусками пара (а не малы –
ми как в первых ступенях ), требующими больших проход –
ных сечений последних ступеней , которые , в конечном
счете , определяют максимальную мощность турбины . Ко-
личество пара , которое может протечь через последнюю
ступень турбины пропорционально диаметру и длине лопа –
ток последней ступени и обратно пропорционально удель –
ному объему пара . Удельный объем пара , покидающего
последнюю ступень , в свою очередь , зависит от давления
отработавшего пара , которое для повышения экономично –
сти установки нужно держать минимальным , так же как и
выходную скорость пара с2. Желательно , чтобы абсолют –
ная величина потери с выходной скоростью не превышала
25-40 кДж/кг, что соответствует скорости с2 =220-280 м/с.
Считая заданными удельный объем отработавшего пара υ2
и выходную скорость с2 , секундный расход пара через по-
следнюю ступень в основном определяется площадью про-
ходного сечения
ld Fπ= (2.1)
В свою очередь , эта площадь зависит от числа оборо –
тов турбины и от напряжений , которые могут быть допу –
щены в материале последней ступени .
Центробежная сила , действующая на лопатку постоян –
ного сечения , равна

39rfс2ω
ρl= , (2.2)
где ρ – плотность металла лопатки ;
l – длина лопатки ;
f – площадь поперечного сечения лопатки ;
ω – угловая скорость ;
r – радиус центра тяжести лопатки .
Напряжение растяжения у корня лопатки постоянного
сечения равно
rfс2ω
ρ
σ l== . (2.3)
В современных турбинах лопаткам последних ступе –
ней придают форму тела равного сопротивления , т.е.
уменьшают площадь поперечного сечения от корня к вер-
шине лопатки , при этом напряжения растяжения снижают –
ся.
Выходная потеря последней ступени (обычно прини –
мают 1,5-3 %) зависит от объемного пропуска пара , кото –
рый определяется секундным расходом и удельным объе –
мом пара . Последний резко возрастает по мере углубления
вакуума (при Рк= 4 кПа удельный объем равен 31,9 м3/кг, а
при Рк= 3 кПа – 41,0 м3/кг, т.е. увеличился на 31 %). Оче-
видно , что турбина , рассчитанная на глубокий вакуум ,
должна иметь развитое проходное сечение последней сту-
пени , иначе турбина не в состоянии использовать увели –
ченное теплопадение за счет уменьшения давления в кон-
денсаторе (углубления вакуума ).
Характерной величиной для оценки и сопоставления
последних ступеней различных турбин служит величина
Дк/F, т.е. отношение пропуска пара в конденсатор к пло-
щади проходного сечения ld Fπ= последней ступени .

40Эта величина называется нагрузкой последней ступе –
ни. Чем она меньше , тем лучше используется теплопадение
при низких давлениях в конденсаторе . Как правило , в тур-
бинах большой мощности (100 МВт и более ) для уменьше –
ния потерь с выходной скоростью применяют разделение
потока пара в последних ступенях турбины , т.е. применяют
так называемый двухпоточный цилиндр низкого давления
(рисунок 2.6).
Одним из важнейших вопросов конструирования явля –
ется организация тепловых расширений и опирания турби –
ны. Малые зазоры в уплотнениях и проточной части , не
всегда симметричная конструкция , высокие температуры и
очень большая длина турбоагрегата (50-70 м) требуют осо-
бенно тщательного подхода к решению этой задачи .
Как правило , корпуса переднего и промежуточного
подшипников располагаются на фундаментных плитах .
ЦНД опирается боковыми лапами на фундаментные рамы
или плиты , а ЦВД на корпуса подшипников (см. раздел 3 и
рисунок 3.1).
2.2 Отечественные паровые турбины
2.2.1 Турбины Ленинградского металлического завода
На ЛМЗ впервые в нашей стране было начато строи –
тельство стационарных паровых турбин .
В 1924 г. ЛМЗ выпустил
первую паровую турбину
мощностью 2 МВт на начальные параметры пара 1,11 МПа
и 300 °С. Первые крупные (по тем временам ) турбины
мощностью 24 и 50 МВт были построены ЛМЗ с техниче –
ской помощью английской фирмы «Метрополитен –
Виккерс ». Однако в дальнейшем ЛМЗ пошел по самостоя –
тельному пути и уже в 1937 г. изготовил одноцилиндровую

41турбину мощностью 50 МВт и двухцилндровую турбину
мощностью 100 МВт , которая в то время была самой мощ –
ной турбиной в мире , работающей при частоте вращения
50 1/с.
В годы войны ЛМЗ разработал серию турбин мощно –
стью 25, 50 и 100 МВт на частоту вращения 50 1/с и на-
чальные параметры 8,83 МПа и 480 °С. Массовый выпуск
этих турбин сразу же после войны позволил быстро вос-
становить энергетику страны , сильно разрушенную в годы
войны .
В 1951 г. ЛМЗ выпустил самую мощную в Европе па-
ровую турбину мощностью 150 МВт на начальные пара –
метры 16,6 МПа и 550 °С и частоту вращения 50 1/с.
В 1958 г. ЛМЗ изготовил паровую турбину мощностью
200 МВт на начальные параметры 12,75 МПа и 565 °С с
промежуточным перегревом до 560 °С, ставшую в даль –
нейшем одной из основных турбин , на которых базируется
энергетика страны и сегодня .
В 1960 г. на ЛМЗ была построена первая турбина на
сверхкритические параметры пара (23,5 МПа и 560 °С) с
промежуточным перегревом до 565 °С мощностью 300 МВт .
Опыт освоения и эксплуатации этой турбины позволил
ЛМЗ создать в 1964 г. – двухвальную , а в 1970 г. – одно –
вальную паровые турбины мощностью 800 МВт также на
сверхкритические параметры пара и частоту вращения 50 1/с.
Наконец , в 1978 г. ЛМЗ выпускает турбину номиналь –
ной мощностью 1200 МВт (максимальной 1380 МВт ) на
начальные параметры 23,5 МПА и 540 °С с промежуточ –
ным перегревом пара до 540 °С.

42

Таблица 2.1 – Основные показатели конденсационных турбин ЛМЗ

43Турбина К-50-90
Одноцилиндровая турбина К-50-90-4 выполнена на
начальные параметры пара 8,83 МПа (90 кгс/см2) и 535 °С
при расчетном давлении в конденсаторе 3,43 кПа (0,035 кгс/см2).
Номинальная мощность 55 МВт , частота вращения 50 1/с
(рисунок 2.2).
Принципиальная тепловая схема турбоустановки
К-50-90-4 показана на рисунке 2.1. Турбина работает паром
от общего коллектора электростанции , из которого он под-
водится к стопорному клапану и затем по четырем перепу –
скным трубам диаметром 125 мм направляется к регули –
рующим клапанам турбины .
Расширившись в турбине , пар поступает в двухходо –
вой по охлаждающей воде поверхностный конденсатор ти-
па 50КЦС -5 с поверхностью охлаждения 3000 м2. Подвод и
отвод воды осуществляется раздельно в две одинаковые ,
отделенные друг от друга половины конденсатора , что по-
зволяет производить чистку трубок конденсатора , не оста-
навливая турбину (при соответствующем снижении на-
грузки ). Для подачи 8000 м3/ч охлаждающей воды исполь –
зуются два циркуляционных насоса . Удаление конденсата
из конденсатора производится двумя конденсатными насо –
сами (один – резервный ). Конденсат нагревается в охлади –
телях основного трехступенчатого парового эжектора и в
сальниковом подогревателе паром , отсасываемым эжекто –
ром из последних камер концевого уплотнения .

44

1 – свежий пар; 2,3 – стопорный и регулирующий кла-
паны ; 4 – конденсатный насос ; 5 – слив конденсата
греющего пара в конденсатор ; 6 – сливной насос ;
7 – подача конденсата в деаэратор ; 8 – ПНД ; 9 – пар из
уплотнений ; 10 – выхлопной пар эжектора ; 11 – пита –
тельная вода в котел ; 12 – ПВД ; 13 – питательная вода
от питательного насоса ; 14 – слив конденсата греюще –
го пара в деаэратор .
Рисунок 2.1 – Принципиальная тепловая схема
турбоустановки К-50-90-4.
Из сальникового подогревателя конденсат направляет –
ся через пять ПНД ; первые два установлены в горловине
конденсатора . После подогревателей конденсат направля –
ется в деаэратор с давлением 0,6 МПа , где очищается от
растворенных в нем газов . Из деаэратора питательным на
–
сосом вода через три подогревателя высокого давления
(ПВД ) с температурой 226 °С подается в котел .

45Регенеративные подогреватели и деаэратор питаются
отборами пара из турбины .
Пар в турбину поступает через клапанные коробки 14,
приваренные к четырем сопловым коробкам 13.
Парораспределение – сопловое ; последовательное от-
крытие клапанов осуществляется сервомотором , разме –
щенным в корпусе переднего подшипника , зубчатой рей-
кой и кулачковым валом , кулачки которого поднимают
рычаги , приводящие штоки клапанов 15.
Турбина – одноцилиндровая , с одновенечной регули –
рующей ступенью (пар к соплам 3 и рабочим лопаткам 2
которой подается из сопловых коробок 13) и двадцатью
одной нерегулируемыми ступенями . Последняя ступень 8
имеет средний диаметр 2 м и лопатки высотой 665 мм, что
обеспечивает кольцевую площадь выпуска пара 4,2 м2.
Ротор 9 турбины – комбинированный : его передняя
часть выполнена цельнокованой , а последние три диска –
насадные . Диск последней ступени не имеет в расточке
осевых шпонок . Лопатки 5 на всех дисках , кроме трех по-
следних , закреплены с помощью Т-образных хвостовиков ,
а на трех последних – с помощью вильчатых . Лопатки всех
ступеней , кроме двух последних , имеют ленточные пери –
ферийные бандажи . Демпфирование колебаний рабочих
лопаток в трех последних ступенях осуществляется по-
средством демпферных проволок . В месте выхода ротора
из корпуса установлены концевые уплотнения 16 и 17.
Для частичной разгрузки упорного подшипника от
осевых усилий в дисках 4 ротора (кроме диска 1 регули –
рующей ступени ) выполнены разгрузочные отверстия , а в
зоне паровпуска – разгрузочный диск .

46

Рисунок 2.2, а – Турбина К-50-90 ЛМЗ
(продолжение смотри на рис. 2.2, б).

47

Рисунок 2.2, б (продолжение рис. 2.2, а) –
Турбина К-50-90 ЛМЗ .

48Корпус турбины имеет горизонтальный и два верти –
кальных технологических разъема . Передняя 10 часть кор-
пуса – литая из стали 20ХМФЛ , средняя 11 и выходная 12
– сварные из углеродистой стали . Диафрагмы 6 с сопловы –
ми лопатками 7 и сегменты концевого переднего уплотне –
ния крепятся в обоймах 16 и 18, кольцевое пространство
между которыми используется для размещения патрубков
отбора 19. диафрагмы первых тринадцати нерегулируемых
ступеней выполнены сварными из стали 12ХМФ , осталь –
ных ступеней – литыми .
Ротор турбины опирается на два подшипника . В кор-
пусе 25 переднего подшипника размещены комбинирован –
ный опорно -упорный подшипник 20, главный масляный
насос 27 и органы системы регулирования и защиты . кор-
пус переднего подшипника 26 встроен в выходной патру –
бок 12. в нем установлены опорные вкладыши 21 и 22 ро-
тора турбины и генератора , а также соединительная полу –
гибкая муфта 23 и валоповоротное устройство 24.
Выходная часть турбины своим патрубком опирается
на фундаментные рамы .
На рисунке 2.3 показана схема тепловых расширений
турбины . Фикс -пункт турбины расположен на задней раме ,
а расширение турбины происходит в сторону переднего
подшипника .
Показатели экономичности турбоустановки К-50-90-4
для номинальных начальных и конечных параметров пара
следующие :
Мощность на клеммах генератора ,
МВт 55 40 30
Расход пара через стопорный кла-
пан, кг/с 57,2 40,2 29,7
Температура питательной воды , °С 226 207 191
Гарантийный удельный расход теп-
лоты , кДж/(кВт·ч) [ккал /(кВт·ч)] 9281
[2215] 9448
[2255] 9721
[2320]

49

1 – продольные шпонки ; 2 – передний (выносной )
подшипник ; 3 – корпус турбины ; 4 – фундаментные
рамы ; 5 – поперечные шпонки ; 6 – фикс -пункт ; 7 – вер-
тикальная шпонка ; 8 – поперечные шпонки между ла-
пами и стульями подшипника .
Рисунок 2.3 – Схема тепловых расширений турбины
ВК-50-90-3 на фундаменте .
На рисунке 2.4 приведена схема регулирования турби –
ны К-50-90. Сервомотором 16
регулирующих клапанов
управляет отсечной золотник 15. Положение золотника оп-
ределяется давлением силового масла , подаваемого по цен-
тральному сверлению в полость над золотником , и давле –
нием под золотником , называемым импульсным давлени –
ем. При изменении импульсного давления вступает в рабо –
ту система регулирования , восстанавливающая это давле –
ние до прежнего значения при новом положении исполни –
тельных органов (сервомотора и регулирующих клапанов ).

50

Рисунок 2.4 –Схема регулирования турбин К-50-90

1 – центробежный масляный насос ; 2,3 – инжекторы
первой и второй ступени ; 4 – маслоохладители ; 5 – элек-
тромасляный насос высокого давления ; 6 – сливной

51

и К-100-90 ЛМЗ .
клапан ; 7 – электромасляный насос низкого давления ;
8 – масляное реле; 9 – регулятор частоты вращения ;
10 – следящий сервомотор регулятора частоты враще –

52ния; 11 – механизм управления турбиной ; 12 – проточ –
ный золотник регулятора частоты вращения ; 13 – диффе –
ренциатор ; 14 – отсечной золотник дифференциатора ;
15 – отсечной золотник главного сервомотора ;
16 – главный сервомотор ; 17 – золотник обратной свя-
зи; 18 – ограничитель мощности ; 19 – исполнительный
золотник дифференциатора ; 20 – автомат безопасно –
сти; 21 – золотник автомата безопасности ; 22 – отсеч –
ной золотник сервомотора стопорного клапана ;
23 – сервомотор стопорного клапана ; 24 – электромаг –
нитный выключатель ; 25 – золотник системы управле –
ния; 26 – золотник опробования автомата безопасно –
сти; 27 – блок вакуум -регулятора и регулятора давле –
ния свежего пара .
Пример . Рассмотрим пример работы системы регули –
рования . При медленном уменьшении нагрузки в сети про-
исходит увеличение частоты
вращения , и грузы регулятора
частоты вращения 9 расходятся , увеличивая слив справа от
поршня следящего сервомотора 10 регулятора частоты .
Поршень под действием возникшей разности усилий сдви –
гается вправо , вызывая поворот вертикального рычага и
перемещение вправо проточного золотника 12 регулятора
частоты . Это приводит к открытию сливных окон и паде –
нию давления в импульсной линии . Отсечной золотник 15
смещается вниз , и масло под давлением проходит в по-
лость над поршнем сервомотора 16, обеспечивая закрытие
регулирующих клапанов и, следовательно , уменьшение
мощности турбины .
При движении сервомотора 16 вниз будет переме –
щаться золотник 17 обратной связи , уменьшая слив из по-
лости под главным золотником и восстанавливая под ним
давление , т.е. возвращая его в прежнее положение .

53Таким образом , новому значению мощности турбины
будет отвечать новая частота вращения (в соответствии со
статической характеристикой ), новое положение проточно –
го золотника регулятора скорости и обратной связи (обес –
печивающих стабильное положение главного отсечного
золотника ) и новое положение регулирующих клапанов .
Система регулирования турбины К-50-90-4 содержит
дифференциатор 13, обеспечивающий регулирование по
ускорению . В рассматриваемой системе регулирования он
выполнен гидравлическим .
Дифференциатор (рисунок 2.5) состоит из золотника 6
и подвижной буксы 5, установленных в общем корпусе 8.
Букса и золотник образуют так называемую следящую сис-
тему . При неподвижном золотнике 6 букса будет непод –
вижной только тогда , когда кромки золотника отсекают
полость А. Действительно , при более низком положении
буксы в полость Б через нижнее сверление в золотнике и
полость А будет поступать силовое масло , давление кото –
рого будет перемещать буксу вверх до тех пор, пока окна
буксы не перекроются кромками золотника . Наоборот , при
более высоком положении буксы полость Б через верхнее
сверление в золотнике будет соединена со сливом , и букса
будет перемещаться вниз под действием давления в полос –
ти В. При медленном изменении давления под золотником
дифференциатора он будет медленно перемещаться , и бук-
са будет следовать за ним. Однако это никак не будет ска-
зываться на положении исполнительного золотника 2.
Иное положение возникает при быстром смещении зо-
лотника 6 вниз из-за падения давления масла в линии 7. В
этом случае букса 5 в первые моменты времени не успевает
следовать за золотником 6. В результате из полости С над
поршнем исполнительного золотника 2, куда поступает
масло от насоса по линии 4 через шайбу 3, открывается

54слив , и он перемещается вверх , открывая слив из импульс –
ной линии 1 главного золотника . Спустя некоторое время
положение восстановится , однако важно , что при резком
увеличении частоты вращения , когда золотник 12 (см. ри-
сунок 2.4) быстро перемещается вправо и уменьшает дав-
ление под золотником 14 дифференциатора , на отсечной
золотник подается сигнал не только по скорости (золотни –
ком 12), но и по ускорению (исполнительным золотником
дифференциатора ).

Рисунок 2.5 – Дифференциатор .
Механизм управления 11 (рисунок 2.4) турбиной вы-
полнен в виде винтовой пары , привод которой можно осу-
ществлять либо дистанционно электродвигателем , либо
вручную . При смещении верхнего конца рычага регулятора
частоты вращения , например , вправо , его нижний конец
повернется влево , уменьшая слив и увеличивая давление
под отсечным золотником 15. Это приводит к
открытию
регулирующих клапанов , т.е. к увеличению частоты вра-
щения или нагрузки турбины .

55В систему регулирования включен ограничитель мощ –
ности 18, представляющий собой , по существу , ограничи –
тель хода нижнего конца рычага . Ограничитель устанавли –
вает некоторое предельное закрытие окон в буксах проточ –
ного золотника 12 и, следовательно , некоторое предельное
положение золотника обратной связи 17 и сервомотора 16
(золотники 12 и 17 должны обеспечить неизменное давле –
ние под отсечным золотником ). Ограничитель мощности
включают при временных неполадках в турбине , при кото –
рых недопустима работа на номинальной мощности . на-
пример , возрастание осевого усилия на упорные подшип –
ники из-за отложений на лопатках можно компенсировать
снижением нагрузки турбины . Система защиты турбины от
разгона состоит из сдвоенного автомата безопасности 20,
блока золотников 21, предохранительных выключателей и
сервомотора 23 стопорного клапана с золотником 22.
Датчики защиты турбины от осевого сдвига ротора ,
ухудшения вакуума ниже 72 кПа (540 мм рт. ст.), повыше –
ния температуры свежего пара выше 545 °С и падения дав-
ления в системе смазки воздействуют на электромагнит –
ный выключатель 24.
Турбина К-1200-240
Турбина К-1200-240 является самой мощной турбиной ,
выпускаемой ЛМЗ . Мощность 1200 МВт обеспечивается
при номинальных параметрах пара перед турбиной (23,5
МПа и 540 °С), в промежуточном пароперегревателе
(540 °С), конденсаторе 3,58 кПа (0,0365 кгс/см2) и при до-
полнительных отборах пара . максимальная мощность тур-
бины достигается при отключении ПВД .
Турбина работает при частоте вращения 50 1/с.
Источником пара является котел производительностью
4000 т/ч.

56Регенеративная система состоит из сальникового по-
догревателя , пяти ПНД , двух параллельно включенных де-
аэраторов и шести ПВД , включенных в две нитки пита –
тельной воды .
Характерной особенностью тепловой схемы является
использование в ней деаэраторов скользящего давления . В
схемах , рассмотренных выше , деаэраторы работали на по-
стоянном давлении при любой нагрузке турбины за счет
дросселирования отборного пара . это приводило к сниже –
нию экономичности . Кроме того, при уменьшении нагруз –
ки турбины понижалось давление в отборе и возникала не-
обходимость переключения деаэратора на отбор более вы-
сокого давления .
Питание деаэраторов турбоустановки К-1200-240 осу-
ществляется паром из второго отбора ЦСД ; при изменении
нагрузки турбины изменяется давление пара в отборе и де-
аэраторе . В соответствии с этим изменяется температура
насыщения , до которой производится нагрев питательной
воды в деаэраторе . Скольжение по давлению происходит в
пределах 0,15-1 МПа .
Приводом двух питательных насосов являются турби –
ны мощностью 15,5 МВт каждая , которые снабжаются па-
ром из первого отбора ЦСД (давление 1,8 МПа , температу –
ра (450 °С).
От котла пар подводится четырьмя паропроводами к
двум блокам стопорно -регулирующих клапанов , каждый из
которых представляет собой стопорный и два регулирую –
щих клапана . Затем четырьмя гибкими паропроводами пар
подается в ЦВД .
Все регулирующие клапаны открываются одновре –
менно , т.е. в турбине К-1200-240, в отличие от ранее рас-
смотренных турбин , парораспределение – дроссельное .
Оно позволяет иметь более высокий к.п.д. и более надеж –

57ные лопатки регулирующей ступени на расчетном режиме
работы .
Снижение мощности турбины одновременным при-
крытием всех регулирующих клапанов неизбежно привело
бы не только к значительным потерям , но и к изменению
температуры пара в камере первой ступени , что вызвало
бы температурные напряжения в корпусе и роторе турби –
ны. Поэтому регулирование мощности турбины произво –
дится изменением давления перед ней (скольжением дав-
ления в пределах 24-12 МПа ) при постоянной начальной
температуре .
Несмотря на применение дроссельного парораспреде –
ления , во внутреннем корпусе ЦВД оставлены сопловые
коробки , число которых сокращено до двух (во всех пре-
дыдущих конструкциях ЛМЗ применял четыре сопловые
коробки ).
Современное использование этих конструктивных мер
и регулирование нагрузки скользящим давлением при со-
хранении температуры пара перед ЦВД и ЦСД обеспечи –
вает хорошие маневренные качества турбины и даже воз-
можность ее участия в покрытии переменной части графи –
ка нагрузки .
Конструкция проточной части ЦВД (рисунок 2.6) ана-
логично ЦВД турбин К-300-240 и К-800-240-3 ЛМЗ вы-
полнена противоточной . Из сопловых коробок пар направ –
ляется в четыре ступени левого потока , расположенные во
внутреннем корпусе ЦВД , затем поворачивает на 180 °, об-
текает внутренний корпус и проходит четыре ступени пра-
вого потока . Далее четырьмя паропроводами пар из ЦВД с
параметрами 3,9 МПа и 295 °С идет в промежуточный па-
роперегреватель , откуда возвращается по четырем паро –
проводам к двум блокам стопорных клапанов , располо –
женным по сторонам ЦСД . Параметры пара после проме –

58жуточного перегрева 3,5 МПа и 540 °С. Пройдя стопорные
клапаны , пар по четырем паропроводам направляется к че-
тырем регулирующим клапанам ЦСД , установленным не-
посредственно на корпусе ЦСД .
ЦСД – двухпоточный , с двойным корпусом , с восемью
ступенями в каждом потоке .
Из выходных патрубков ЦСД пар отводится в две ре-
сиверные трубы (в турбине К-800-240-3 их было четыре )
максимальным диаметром 2 м, расположенные на уровне
пола машинного зала. Из ресиверных труб пар поступает в
каждый из трех корпусов ЦНД по четырем патрубкам (по
одному патрубку в верхней и нижней половине ЦНД с двух
сторон ). Каждый поток ЦНД состоит из пяти ступеней .
Длина рабочей лопатки последней ступени равна 1200 мм
при среднем диаметре 3 м, что обеспечивает суммарную
кольцевую площадь выхода пара 67,8 м2. Лопатка выпол –
нена из титанового сплава ТС-5.
Конденсатор турбины – одноходовой , секционный , со-
стоит из четырех корпусов , расположенных попарно вдоль
турбины . Расчетное давление в конденсаторе поддержива –
ется при расходе охлаждающей воды 108000 т/ч с темпера –
турой 12 °С.
Валопровод турбоагрегата состоит из роторов ЦВД и
ЦСД , трех роторов ЦНД и ротора генератора . Каждый из
роторов расположен в двух опорных подшипниках . От-
дельные роторы соединены жесткими муфтами , полумуф –
ты которых откованы заодно с валами . Второй опорный
подшипник (между ЦВД и муфтой ЦВД -ЦСД ) объединен с
упорным подшипником .

59

Рисунок 2.6, а – Турбина К-1200-240 ЛМЗ
(продолжение см. на рис. 2.6, б).

60

Рисунок 2.6, б (продолжение рис. 2.6, а) – Турбина К-1200-240 ЛМЗ .

61

Рисунок 2.6, в (продолжение рис. 2.6, б) – Турбина К-1200-240 ЛМЗ .

62
Валоповоротное устройство , вращающее ротор турби –
ны с частотой 30 1/мин, расположено на крышке корпуса
подшипника между ЦСД и ЦНД . Подшипники турбины
имеют гидростатические подъемные устройства .
Роторы ЦВД и ЦСД – цельнокованые . Традиционно
используемые ЛМЗ Т-образные хвостовики рабочих лопа –
ток ЦВД и ЦСД оказались недостаточно прочными для
столь больших мощностей , поэтому используется облопа –
чивание с вильчатыми хвостами . Рабочие лопатки выпол –
няются цельнофрезерованными с бандажными полками .
Объединение лопаток в пакеты производится электронной
сваркой .
Роторы ЦНД – сварно -кованые .
Корпус ЦВД – двойной . Внутренний корпус выполнен
из стали 15Х11МФБЛ , внешний из стали 15Х1М1ФЛ – дос-
таточно прочной , но более дешевой .
Корпус ЦСД – одностенный , состоит из трех частей ,
соединенных вертикальными технологическими разъемами .
Корпус ЦНД – сварной , двухстенный , но в отличие от
турбины К-800 имеет выносные подшипники .
Схема тепловых расширений турбины показана на ри-
сунке 2.7.
Длина турбины с генератором 71,8 м, без генератора
47,9 м.
Система смазки и регулирования турбины аналогичны
системам турбин К-800-240 и К-300-240, т.е. системы ра-
зобщены : в системе регулирования – огнестойкое , синте –
тическое масло ОМТИ с давлением 4,5 МПа , а в системе
смазки – турбинное масло марки 22 с давлением 0,25-0,3 МПа .

63

1 – передний подшипник ; 2 – ЦВД ; 3 – средний под-
шипник ; 4 – ЦСД ; 5 – подшипник между ЦСД и ЦНД ;
6 – подшипники роторов ЦНД ; 7 – ЦНД ; 8 – фикс –
пункт ЦВД – ЦСД ; 9 – фикс -пункты ЦНД ; 10 – фикс –
пункты подшипников ; 11 – фундаментные рамы .

Рисунок 2.7 – Схема тепловых расширений турбины
К-1200-240 ЛМЗ (ротор турбины не показан ).

Турбина имеет электрогидравлическую систему регу-
лирования . Электрическая часть системы вырабатывает
сигналы по частоте вращения , мощности , давлению свеже –
го пара и в промперегреве .
Датчиком частоты вращения служит индуктивный та-
хогенератор , расположенный на валу турбины в корпусе
переднего подшипника .
Сигналы из электрической части вводятся в гидравли –
ческую часть с помощью электрогидравлического преобра –
зователя .

2.2.2 Турбины Невского машиностроительного (НЗЛ )
и Калужского турбинного заводов (КТЗ)

В 30х годах прошлого века Невский машинострои –
тельный завод освоил выпуск паровых турбин небольшой
мощности . В основном для привода энергопоездов , ком-
прессоров , воздуходувок и для нужд речного и морского
пароходства , часто высокооборотные (5000-6000 об/мин).

64Калужский турбинный завод с середины ХХ века на-
чал выпуск турбин мощностью от 2500 до 25000 кВт типа
К-6-35; Т-6-35/1,2; Р-12-35/5; ПР-6-35/10/5; ПТ-25-90/10,
которые нашли широкое применение на электростанциях
промпредприятий .
Отдельные заказы на изготовление турбин небольшой
мощности до 30000 кВт выполняют Кировский (г. Санкт –
Петербург ) и Брянский машиностроительные заводы .

2.2.3 Турбины Уральского турбомоторного завода
(УТМЗ или ТМЗ ).

Теплофикационные турбины .
Теплофикационные турбины составляют значитель –
ную часть всех энергетических турбин – по мощности по-
рядка одну треть . Это связано с возможностью реализации
выгоды от комбинированной выработки электрической
энергии и теплоты , а также со значительным ростом по-
требностей в тепле как промышленных , так и гражданских
объектов в послевоенный период . В 50-70е годы ХХ века
практически в каждом регионе вводились мощности на
действующих и строились новые теплоэлектроцентрали :
Новосибирск – это ТЭЦ -2, ТЭЦ -3, ТЭЦ -5; Алтай – Бийская
ТЭЦ -1, Барнаульские ТЭЦ -2 и ТЭЦ -3; Красноярск –
ТЭЦ -2; Кузбасс – Новокемеровская ТЭЦ , Западно –
Сибирская ТЭЦ ; Иркутск – ТЭЦ -1, ТЭЦ -6, ТЭЦ -9, ТЭЦ -10;
Хабаровск – ТЭЦ -3 и т.д.
В нашей стране на теплоэлектроцентралях нашли ши-
рокое применение конденсационные паровые турбины с
регулируемыми отборами пара , а также турбины с проти –
водавлением , предназначенные для комбинированной вы-
работки электрической и тепловой энергии .
Конденсационные турбины с регулируемыми отбора –
ми пара одновременно удовлетворяют потребителей в теп-

65ле и электричестве , причем выработка электрической энер –
гии не зависит от тепловой нагрузки , т.е. в достаточно ши-
роких пределах (в зависимости от мощности ) можно неза-
висимо регулировать электрическую и тепловую нагрузку .
Турбины с противодавлением нормально работают по
тепловому графику , т.е. выработка электрической энергии
жестко зависит от тепловой нагрузки потребителя .
Теплофикационные турбины выпускали и могут выпус –
кать ЛМЗ (АТ-25 – в 1933 г., ВПТ -25-90, ВТ-25, ПТ-60-90/13,
ПТ-60-130/13 в 50х г. ХХ века, ХТГЗ ( ВР-25 в 1948 г.).
В настоящее время производством теплофикационных
турбин занимается Уральский турбомоторный завод (ПО
ТМЗ ), начавший перед войной выпуск турбин мощностью
6 и 12 МВт .
После окончания Великой Отечественной войны завод
выпустил серию турбин ПТ-25-90/10 по чертежам ЛМЗ .
С середины 50х годов ХХ века выпускаются теплофи –
кационные турбины собственной конструкции .
Характерным для работ завода является выполнение
теплофикационных турбин различных типов в виде единой
серии с общими конструктивными решениями и широкой
унификацией отдельных деталей и узлов . В тот период за-
водом выпускались турбины : ПТ-25-90/10, Т-25-90,
ПР-25-90/10/0,( ( см. таблицу 5.2).
Затем была разработана серия теплофикационных тур-
бин: ПТ-60-130/7, Т-50-130, Т-100-130, Р-40-130/31 с на-
чальными параметрами 12,75 МПа и 555 °С (см. таблицу 2.3).
В последние годы УТМЗ разработал серию мощных
теплофикационных турбин : Т-175/210-130, Р-100/105-
130/15, ПТ-135/165-130, Т-250/300-240 ( см. таблицы 2.3 и
2.4), которые сейчас работают на многих ТЭЦ страны , в
т.ч. на Барнаульской ТЭЦ -3 Т-175/210-130 и Т-185/220-130.

66Таблица 2.2 – Основные параметры турбин

Особый интерес представляют турбины последней се-
рии.
Турбины Р-100/105-130/15, ПТ-135/165-150/15,
Т-175/210-130 ( см. рисунки 2.7, 2.8, 2.9) выполнены прак –
тически на одинаковый максимальный расход свежего па-
ра, что позволило применить единую конструкцию паро –
впуска и ЦВД с противодавлением 1,5 МПа , равным номи –
нальному противодавлению для турбины Р-100-130/15.

67 ПО ТМЗ мощностью 6,12 и 25 МВт .

Пар к указанным турбинам поступает по двум паро –
проводам через два стопорных клапана . Парораспределе –
ние – сопловое , четырехклапанное . Проточная часть ЦВД
состоит из одновенечной регулирующей ступени и шести
ступеней давления в левом (первом ) потоке , который имеет
два корпуса , внутренний и внешний . После левого потока
пар поворачивается на 180 °С и направляется в
правый
(второй ) поток , состоящий из шести ступеней давления .

68
Таблица 2.3 – Основные параметры турбин

Турбина Р-100-130 (рисунок 2.8) выполняется одноци –
линдровой и оснащена принципиально отличной системой
регулирования , т.к. основным назначением турбины с про-
тиводавлением является выдача пара потребителю задан –
ных параметров . Поэтому регулируемым параметром явля –
ется давление пара в выхлопном (выходном ) патрубке , а
не частота вращения ротора .

69
ПО ТМЗ мощностью 40-100 МВт .

Таким образом , при нормальной работе турбины с
противодавлением (по тепловому графику ) регулятор час-
тоты вращения необходим для пуска и защиты турбины .
Турбина ПТ-135/165-130/1,5 (рисунок 2.9) – двухци –
линдровая . После ЦВД пар частично идет в производст –
венный отбор , а оставшаяся часть к регулирующим клапа –
нам части среднего давления (ЧСД ), расположенным на
ЦНД . В ЦНД находятся шесть ступеней давления , две сту-
пени промежуточного отсека и три ступени части низкого

70Таблица 2.4 – Основные параметры теплофикационных

давления . Отборы пара в верхний и нижний отопительные
(теплофикационные ) отборы производятся из камер после
ЧСД и промежуточного отсека , давление в которых под-
держивается регуляторами давления с помощью дроссель –
ных поворотных диафрагм . Ступени ЧНД унифицированы
со ступенями ЧНД турбины Т-250-240.

71турбин ПО ТМЗ большой мощности .

Турбины Т-175/210-130 и Т-185/220-130 (рисунок 2.10)
выполнены трехцилиндровыми . Пар после ЦВД поступает
в проточную часть ЦСД , которая имеет девять ступеней , в
том числе две ступени промежуточного отсека , располо –
женные между верхним и нижним отопительными отбора –
ми пара . После ЦСД пар отводится в нижний отопитель –
ный отбор и в ЦНД .

72ЦНД выполнен двухпоточным , с тремя ступенями в
каждом потоке . Ступени правого потока унифицированы с
соответствующими ступенями турбины ПТ-135-130. Пар,
отработавший в турбине Т-175-130, поступает в два кон-
денсатора , включенные последовательно по охлаждающей
воде .
Модификации турбин Р-102/107-130-2, ПТ-140/165-
130-2 и Т-185/220-130-2 выполнены на больший расход
свежего пара , для чего увеличена пропускная способность
облопачивания ЦВД .
Проточные части ЦСД и ЦНД остаются неизменными .
Турбина Т-250/300-240 (рисунок 2.11).
Турбина имеет номинальную мощность 250 МВт при
начальных параметрах пара 23,5 МПа и 540 °С, с промежу –
точным перегревом пара . Номинальная тепловая нагрузка
384 МВт (330 Гкал /ч), расчетное давление в конденсаторе
6,9 кПа.
Турбина Т-250/300-240 – единственная в мире тепло –
фикационная , рассчитанная для работы на сверхкритиче –
ские параметры пара , с промежуточным перегревом
и выполненная одновальной , четырехцилиндровой
(ЦВД +ЦСД 1+ЦСД 2+ЦНД ).
ЦВД – двухстенный противоточный , проточная часть
состоит из 12 ступеней . После ЦВД пар с давлением
3,6 МПа направляется в котлоагрегат для промежуточного
перегрева , после чего поступает в ЦСД 1 через 2 блока , в
каждом из которых расположены отсечной и регулирую –
щий клапаны . ЦСД 1 – однопоточный , одностенный , имеет
10 ступеней . Из ЦСД 1 пар давлением 0,55 МПа поступает в
ЦСД 2, выполненный двухпоточным с шестью ступенями в
каждом потоке , из которых четыре ступени размещены до
верхнего отопительного отбора , 2 ступени между верхним
и нижним отопительным отборами . После ЦСД 2 часть па-

73ра с давлением 0,08 МПа направляется в нижний отопи –
тельный отбор , а часть в ЦНД . ЦНД – двухстенный , двух –
поточный , в каждом потоке по 3 ступени , в том числе ре-
гулирующая ступень . Давление пара в отборах поддержи –
вается регуляторами давления с помощью поворотных
диафрагм .
Рабочие лопатки последней ступени ЦНД имеют рабо –
чую длину 940 мм при среднем диаметре 2300 мм, что со-
ответствует выхлопной площади обоих выхлопов 14,1 м2.
Из ЦНД пар направляется в конденсатор .
Максимальную мощность 300 МВт турбина развивает
при конденсационном режиме .

74

Рисунок 2.8 – Продольный разрез турбины Р-100-130/15.

75

Рисунок 2.9 – Продольный разрез турбины ПТ-135/165-130/15.

76

Рисунок 2.10, а – Продольный разрез турбины Т-185/220-130-2
(продолжение см. на рис. 2.10, б).

77

Рисунок 2.10, б (продолжение рис. 2.10, а) –
Продольный разрез турбины Т-185/220-130-2

78
Рисунок 2.11, а – Продольный разрез турбины Т-250/300-240
(продолжение см. на рис. 2.11, б).

79

Рисунок 2.11, б (продолжение рис. 2.11, а) –
Продольный разрез турбины Т-185/220-130-240.

802.3 Паровые турбины зарубежных фирм
На первых электростанциях России в начале ХХ века,
а также на электростанциях , строящихся по плану ГОЭЛРО
(после 1920 г.) зачастую монтировалось импортное обору –
дование . На ТЭЦ Кузнецкого металлургического комбина –
та установлены турбины фирмы «Рато » (Франция ). Часть
энергетического оборудования поступила в годы Великой
Отечественной войны , в частности
, на Липецкой ТЭЦ и
Красноярской ТЭЦ -1 эксплуатаровались турбины АП-25
(всего 2 единицы ) фирмы «М-W» (Метрополитен -Вик-
керс). На Норильской ТЭЦ -1 и Новосибирской ТЭЦ -3 бы-
ли в эксплуатации 4 турбины мощностью по 50 МВт типа
АК-50 японской фирмы «Мицубиси », которые получены
по репарациям после ВОВ . К сожалению , зарубежным ока-
зался и ХТГЗ .
2.3.1 Турбины
Харьковского турбинного завода (ХТЗ
или ХТГЗ ) (таблица 2.5)
В предвоенные годы завод производил турбины мощ –
ностью 50 и 100 МВт с частотой вращения 25 1/с по типу
турбин американской фирмы «Дженерал электрик ».
Но уже в 1957 г. ХТГЗ выпускает двухцилиндровую
турбину мощностью 100 МВт с параметрами 8,8 МПа и
535 °С, а в 1958 г. – первую турбину с промежуточным
пе-
регревом пара мощностью 159 МВт с параметрами 12,75 МПа и
565 °С, которые нашли широкое применение на вновь

81

Таблица 2.5 – Основные показатели некоторых конденсационных турбин ХТГЗ

82строящихся ГРЭС 60-70х годов ХХ века, в т.ч. на Сибир –
ских ГРЭС и ТЭЦ – Назаровская ГРЭС , Красноярская
ГРЭС -2, Иркутская ТЭЦ -10 и др.
В 1960 г. ХТГЗ одновременно с ЛМЗ строит паровую
турбину мощностью 300 МВт на сверхкритические пара –
метры пара (23,5 МПа и 560/565 ° С).
В 1964 г. на ХТГЗ изготовлена турбина К-500-240-1, в
1974 г. – К-500-240-2, первая из которых работает на Наза –
ровской ГРЭС (Красноярский край ), вторая на Троицкой
ГРЭС (Челябинская область ). Турбина состоит (рисунок
2.12) из однопоточных ЦВД и ЦСД и двух двухпоточнных
ЦНД , имеет два конденсатора , развивает мощность Nном –
500 МВт , при расходе пара 1590 т/час и Nмакс – 535 МВт
при расходе 1650 т/час.

Рисунок 2.12 – Принципиальная схема турбины
К-500- 240 ХТГЗ .
Все турбины без конденсаторов 900 т, длина без гене-
ратора 29,5 м.
Системы смазки и регулирования раздельные . Емкость
маслобака 52 м
3. Рабочей жидкостью в системе регулиро –
вания является конденсат (как и у турбины К-300-240), по-
ступающий от напора конденсатных насосов .

832.3.2 Турбины фирм дальнего зарубежья
Паровые турбины для энергетики изготавливаются во
многих странах мира : Англии , Германии , Франции , Шве –
ции, Швейцарии , Японии , Венгрии , Чехии и др. Турбины
имеют существенные различия не только по параметрам
пара и типоразмерам , но и по конструкции отдельных эле-
ментов и в целом , а также по технологии
изготовления .
В США , Канаде и ряде других стран стандартной час-
тотой переменного тока принята частота 60 герц , поэтому
американские фирмы выпускают паровые турбины на
3600 и 1800 об/мин.
Широкое распространение в Америке имеют одно –
вальные турбины на 3600 об/мин и двухвальные , имеющие
на первом валу 3600, а на втором 1800 об/мин (рисунок
2.13). Причем , двухвальные турбины , несмотря на более
высокую стоимость , имеют лучшую экономичность .
Американские фирмы «Дженерал электрик », «Вестин –
гауз», «Алис -Чалмерс » производят мощные турбины в од-
новальном исполнении до 800 МВт , в двухвальном -1300-
1400 МВт , как правило , пятицилиндровые –
ЦВД +двухпоточный ЦСД +три двухпоточных ЦНД , число
оборотов 3600.
Объединение английских фирм “АЕJ”, “EE”, “EGE”
выпускают турбины мощностью 660 МВт на параметры
пара 16,3 МПа , 538/538 ° С, Рк=4,4 кПа (К-660-166), число
оборотов – 3000.
Турбина предназначена для электростанций на орга-
ническом и ядерном топливе , имеет 5 цилиндров , облопа –
чивание активного типа , но начиная с ЦСД рабочие лопат –
ки закручены и имеют повышенную реактивность .

84

1 – турбина высокого давления 3600 об/мин; 2 – под-
вод свежего пара в турбину ; 3 – цилиндр среднего дав-
ления ; 4 – защита ; 5 – турбина низкого давления 1800
об/мин; 6 – отвод охлаждающей воды из конденсатора ;
7, 8 – двухпоточные конденсаторы .

Рисунок 2.13 – Общий вид турбины мощностью 900 МВт .

Французское объединение «Рато -Шнейдер -СЕМ » вы-
пускают турбины мощностью 600 МВт в составе
ЦВД +ЦСД +2 двухпоточных ЦНД , на параметры 16,3 МПа ,
565/565 ° С, облопачивание ЦВД и ЦСД активного типа ,
ЦНД – реактивного .
Швейцарская фирма «ВВС » для энергетики США про-
изводит двухвальные агрегаты мощностью 1300 МВт на
параметры 24 МПа , 538/538 ° С. Оба вала одинаковой мощ –
ности и оборотов (3600). Турбина имеет 6 двухпоточных
цилиндров . Первый вал – ЦВД +2ЦНД , второй вал –
ЦСД +2ЦНД . Парораспределение дроссельное , облопчива –
ние реактивное , роторы сварные , барабанного типа .

852.4 Конструкции турбин для атомных электростанций
Рабочим телом ПТ на АЭС является сухой насыщен –
ный или перегретый пар.
В качестве двигателя на АЭС пока применяют только
паровые турбины , а реакторные установки разнотипны , что
отражается на организации технологического процесса
электростанции и требует их классификации по числу кон-
туров , типу реакторов , паровых
турбин , параметрам и типу
теплоносителя .
В числе действующих имеются одноконтурные , двух –
контурные и трехконтурные АЭС (рисунок 2.14).
Трехконтурные АЭС наиболее дорогие из-за большого
количества оборудования , т.к. создается в 2хконтурной
схеме дополнительный , промежуточный контур для того,
чтобы даже в аварийных ситуациях можно было избежать
контакта радиоактивной среды с водой или водяным па-
ром.
Основные особенности турбин АЭС с реакторами
ВВЭР и РБМК связаны с их работой на насыщенном паре и
обусловлены следующими причинами :
Малый располагаемый теплоперепад (∆h0), обычно
менее 60 % для турбин на перегретом паре . Причем , между
частями среднего и низкого давления необходима сепара –
ция и промперегрев пара . часть среднего давления (ЧСД )
выполняется в виде одного цилиндра среднего давления
(ЦСД ), а ЧНД турбины состоит обычно из нескольких ци-
линдров низкого давления (ЦНД ) и каждый из них выпол –
няется двухпоточным . Пар после ЦСД и сепаратора –
промперегревателя поступает параллельно во все ЦНД . В
ЦНД вырабатывается 50-60 % мощности турбины .

86

а) – одноконтурная : 1 – реактор ; 2 – компенсатор объ-
ема; 3 – парогенератор ; 4 – турбина ; 5 – генератор ;
6 – конденсатор ; 7 – питательный насос ; 8 – циркуля –
ционный насос .
б) – двухконтурная : 1 – реактор ; 2 – пароперегрева –
тель; 3 – барабан -сепаратор ; 4 – парогенератор ; 5 –
турбина ; 6 – генератор ; 7 – конденсатор ; 8 – питатель –
ный насос ; 9 – циркуляционный насос ; 10 – нагрева –
тельная секция реактора .
Рисунок 2.14 – Одноконтурная и двухконтурная
схемы АЭС .
Большое влияние на к.п.д. турбины оказывают потери
с выходной скоростью и потери на дросселирование пара в
паровпускных органах и ресиверах из-за больших объемов
пара .
Для уменьшения потерь с выходной скоростью турби –
ны проектируются с большими суммарными площадями
последних ступеней
, что достигается выполнением боль –
шого числа потоков в ЦНД и самих ЦНД , что не всегда оп-
равдано , поэтому часть турбин насыщенного пара выпол –
нены тихоходными (1500 об/мин).

87Для уменьшения потерь давления при дросселирова –
нии большое внимание уделяется конструкции регули –
рующих органов парораспределения – совмещают стопор –
ные и регулирующие клапаны , применяют заслонки .
Большие объемные пропуски пара (превышают этот
показатель для турбин перегретого пара в 4-6 раз на входе
и в 2 раза на выходе ) требуют больших габаритов паровпуска
и выпуска , поэтому начиная с мощности 500-600 МВт все
цилиндры турбины выполняют двухпоточными .
Для уменьшения влажности пара (при которой работа –
ет большинство ступеней турбины ) , что значительно сни-
жает к.п.д. турбины , необходимо выполнять внешнюю и
внутреннюю сепарацию пара и промперегрев , усложняю –
щие конструкции .
Рабочие лопатки и другие элементы турбины из-за
влажности пара постоянно подвержены эрозии при работе
и коррозии на стоящей турбине .
Виды эрозии – ударная , когда на детали турбины дей-
ствуют капли влаги с большой скоростью ; межщелевая –
на стыках , в зазорах и эрозия вымывания – в сепараторах ,
ресиверах , лабиринтовых уплотнениях , когда на детали
турбины действует влага в виде струй . Для борьбы с эрози –
ей и коррозией , кроме уменьшения влажности пара , требу –
ется высокое качество проектирования , исключающее за-
стойные зоны , карманы , обеспечение надежного дрениро –
вания трубопроводов и элементов оборудования , а также
применение износостойких материалов в виде нержавею –
щих высокохромистых сталей .
При проектировании турбин АЭС закладываются
большие запасы прочности из-за невозможности немед –
ленного останова реактора .
Из-за большого объема пара и протяженности паро –
проводов между цилиндрами и в схеме турбоустановки

88возможен разгон турбины после прекращения доступа
свежего пара (что характерно для всех турбин с промпе –
регревом ). Вероятность разгона увеличивается за счет
вскипания влаги , сконденсировавшейся в проточной части
турбины . Расчет и практика показали , что при сбросе на-
грузки частота вращения ротора за счет этого возрастает на
15-25 %, поэтому в турбинах насыщенного пара перед ка-
ждым ЦНД устанавливают отсечные заслонки .
Если турбина работает в одноконтурной схеме , т.е. в
нее поступает радиоактивный пар, то предъявляются до-
полнительные требования как к конструкции турбины , так
и ее эксплуатации , т.е. должна быть обеспечена биологиче –
ская защита .
2.4.1 Заводы -изготовители турбин для АЭС
Первенцем производства турбин
для АЭС , работаю –
щих насыщенным паром , в бывшем СССР был Харьков –
ский турбинный завод , который с 1958 г. начал выпуск
турбин средней мощности .
В 1969 г. завод выпустил турбину мощностью 220 МВт
для работы с ВВЭР на двухконтурных АЭС на начальное
давление 4,3 МПа и частоту вращения 50 1/с.
В 1970 г. завод выпустил турбину мощностью 500 МВт
для работы по одноконтурной схеме с начальным давлени –
ем сухого насыщенного пара 6,46 МПа и частотой враще –
ния 50 1/с.
В 1975 г. ХТГЗ выпустил свою первую тихоходную
турбину (25 1/с) мощностью 500 МВт на давление 5,88 МПа
для работы с реакторами ВВЭР , а затем и мощностью
1000 МВт на те же параметры .
Турбины ХТГЗ широко используются на Нововоро –
нежской , Ленинградской , Кольской и др. АЭС .

89На Белоярской АЭС им. И.В.Курчатова работают се-
рийные конденсационные турбины ЛМЗ (для перегретого
пара ) мощностью 100 МВт (К-100-90) на втором блоке (ри-
сунок 2.14) и 200 МВт (К-200-130) на третьем блоке .
На этой станции установлены специальные атомные
реакторы типа БН-600, вырабатывающие пар высокого
давления .

1 – циркуляционный насос ; 2 – реактор ; 3 – испари –
тельный канал ; 4 – пароперегревательный канал ;
5 – сепаратор пара ; 6 – барботер ; 7 – питательный на-
сос; 8 – очистка конденсата ; 9 – раздаточные коллекто –
ры; 10 –конденсатные насосы .
Рисунок 2.15 – Принципиальная схема второго блока
Белоярской АЭС .
В ФРГ фирма KWU выпустила турбину моностью
1200-1330 МВт с числом оборотов 1500 в
минуту на давле –
ние 5,4 МПа с дроссельным парораспределением , реактив –
ным облопачиванием . Турбина состоит из двухпоточного
ЦСД и трех двухпоточных ЦНД . Длина турбины 42,6 м.
Швейцарская фирма «Броун -Боери » для США выпус –
тила турбину мощностью 1160 МВт , на 1800 об/мин с

90Р0=5,4 МПа , парораспределение дроссельное , облопачива –
ние реактивное . Состоит из двухпоточных ЦСД и трех
двухпоточных ЦНД . Общая длина 65 м.
Американская фирма «Дженерал -элекирик » (GE) изго-
товила турбину мощностью 850 МВт , 1800 об/мин, состоит
из двухпоточного ЦСД и двух двухпоточных ЦНД .
Основные характеристики турбин насыщенного пара
отечественного производства приведены в таблицах 2.6 и 2.7.

91
Таблица 2.6 – Основные характеристик турбин насыщенного пара
для АЭС с ВВЭР

92

Таблица 2.7 – Основные характеристик турбин насыщенного пара
для АЭС с РБМК

933 ВОЗМОЖНЫЕ ПОВРЕЖДЕНИЯ УЗЛОВ
И ДЕТАЛЕЙ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Из известных случаев повреждения турбин в большин –
стве основную роль играет человеческий фактор (вина пер-
сонала ) и на втором месте вина завода -изготовителя .
Например , на турбине АТ-25 была оставлена заглушка
на маслопроводе к первому подшипнику , что было обна –
ружено только после пуска
турбины – в результате повре –
жден комбинированный подшипник .
Из-за заноса проточной части солями аварийно оста-
новлена турбина ПТ-50-90/10. Манометр , по которому кон-
тролируют давление в контрольной ступени , из-за заноса
импульсной трубки показывал одну и ту же величину .
Причиной заноса явилось неудовлетворительное качество
пара из-за неправильной сборки сепарационного устройст –
ва в барабанах котлов ПК-10 при монтаже .
Обнаружен прогиб ротора ЦВД турбины ПТ-50-90/10.
Из-за дефицита мощности , в нарушение инструкции по
эксплуатации , через 10 часов после аварийного останова
турбины была отключена подача масла на подшипники и
остановлено валоповоротное устройство для вскрытия ци-
линдра .
На одной из ТЭЦ ошибочно было слито масло с мас-
лобака работающей турбины ПТ-25-90/10.
В приведенных случаях налицо вина обслуживающего
персонала . Но есть и другие случаи :
Турбина К-100-90 аварийно остановлена из-за посто –
роннего шума в ЦВД . После вскрытия обнаружена полом –
ка двух лопаток регулирующей ступени ЦВД , высота кото –
рых порядка 50 мм. Нарушений инструкции по эксплуата –
ции турбины не обнаружено . Аналогичный случай про-
изошел на такой же турбине другой ТЭС .

94После вскрытия цилиндров турбины ПТ-50-90/10 в ка-
питальный ремонт на восьмой ступени ротора низкого дав-
ления обнаружены оборванными две диаметрально распо –
ложенных рабочих лопатки . Турбина до останова работала
без замечаний , нарушений инструкции по эксплуатации не
обнаружено . На диаграмме регистратора вибрации за пол-
года до останова зафиксировано буквально секундное по
времени превышение нормы вибрации , т.е. ротор как бы
самоотбалансировался и турбина до останова работала
нормально .
Очевидно , что в последних двух случаях налицо заво-
дской дефект .
3.1 Попадание в турбину воды и холодного пара
При попадании воды в турбину происходит водяной
удар , что при большом количестве воды приводит к пол-
ному разрушению
проточной части цилиндра , а при малых
количествах – к резкому охлаждению участков ротора и
статора , последующей их деформации , задеваниям и рез-
кому усилению вибрации .
Заброс воды в турбину по паропроводам свежего пара
возможен при пусковых режимах и при неудовлетвори –
тельной работе котла , особенно при резком наборе нагруз –
ки на турбину , когда давление свежего пара перед турби –
ной быстро снижается , что приводит к увлечению воды из
котла .
Также вода и холодный пар могут попасть в турбину
из регенеративных подогревателей при неисправности
дренажной системы последних или при повреждении тру-
бок подогревателей .
В блочных установках заброс воды в турбину может
произойти из трубопроводов промежуточного перегрева

95пара при их недостаточном прогреве и дренировании или
неисправности клапанов впрыска конденсата при регули –
ровании температуры пара .
Признаками водяного удара являются :
– резкое снижение температуры свежего пара ;
– резкое снижение температуры металла цилиндра
турбины ;
– гидравлические удары в паропроводах свежего пара ,
промперегрева , отборов и перепускных труб ;
– металлический шум и удары внутри цилиндра турби –
ны из-за короблений и задеваний внутри проточной части ;
– увеличение осевого сдвига ротора и повышение тем-
пературы колодок упорного подшипника ;
– появление «белого » пара (из-за большой влажности )
из фланцевых соединений стопорного и регулирующих
клапанов , цилиндра , концевых уплотнений .
При появлении хотя бы одного из признаков водяного
(гидравлического ) удара турбину нужно немедленно от-
ключить кнопкой автомата безопасности и сорвать вакуум
для уменьшения выбега (вращения ) ротора .
3.2 Повреждения рабочих и направляющих лопаток
Самая дорогая и уязвимая часть турбины – рабочие и
направляющие (сопловые ) лопатки , повреждения которых
происходят по причинам :
– гидравлических ударов , попадания посторонних
предметов и задеваний о детали статора ;
– недостаточной статической
прочности , приводящей к
отрыву бандажей , проволочных связей и рабочих лопаток ;
– усталости материала из-за вибрации рабочих лопа –
ток;
– коррозионного , эрозийного и абразивного износа .

963.2.1 При попадании в проточную часть воды напря –
женность рабочих лопаток увеличивается из-за закупорки
части каналов для прохода пара , вследствие чего растет
разность давлений на венец , и соответственно напряжение
изгиба в лопатках . Кроме того, заполнение нижней части
корпуса водой или пароводяной смесью увеличивает со-
противление лопаток вращению , что приводит к излому
лопаток .
Попадание в проточную часть посторонних предметов ,
в основном , болтов , гаек, мелкого инструмента приводит
сначала к сильным ударам , вызывающим выкрашивание
лопаток , , а затем к заклиниванию в каком -либо зазоре ме-
жду рабочими и направляющими лопатками , что зачастую
приводит к полному разрушению лопаточного аппарата
ступени .
Задевание рабочих лопаток о направляющие может
произойти из-за осевого сдвига ротора , большого относи –
тельного удлинения или укорочения ротора относительно
статора при нарушении режима пуска .
Радиальные задевания возможны при изгибе вращаю –
щегося ротора или короблении корпуса турбины .
3.2.2 Отрыв рабочих лопаток от диска происходит
только из-за грубых нарушений технологии их производст –
ва или эксплуатации , а
также при значительном превыше –
нии частоты вращения ротора турбины при сбросе нагруз –
ки из-за неудовлетворительной работы системы регулиро –
вания или неплотности регулирующих и защитных орга-
нов.
Особенно опасен отрыв лопаток последних ступеней ,
приводящий к сильной вибрации и повреждению трубной
системы конденсатора .

97Как правило , отрыву лопатки предшествует образова –
ние трещин , которые возникают из-за недоброкачественно –
го материала , неправильной технологии ремонта , устало –
сти материала , коррозии .
3.2.3 Возникновению вибрации лопаток способствуют
возмущающие силы , источником которых являются техно –
логические и конструктивные отклонения в проточной час-
ти, т.к. сопловые каналы невозможно выполнить строго
одинаковыми (шагом ,
углами поворотов , проходными се-
чениями ). Поэтому из сопловых каналов вытекают струи
пара с несколько различными расходами , скоростями , в ре-
зультате чего они с разной силой действуют на рабочие
лопатки при прохождении последних перед ними .
Особенно сильным источником возмущающих сил яв-
ляется парциальный (частичный ) подвод пара .
На рисунке 3.1 показаны три формы тангенциальных
колебаний единичной короткой лопатки . С увеличением
длины лопатки начинают играть значительную роль акси –
альные и крутильные формы колебаний .
Знание собственных частот колебаний лопаток (произ –
водится с помощью ЭВМ ) необходимо для отстройки их от
резонанса , т.е. от совпадения с частотой возмущающих
сил. Для отстройки от резонанса в мощных турбинах рабо –
чие лопатки с помощью сварки или двойного бандажа со-
единяют в пакеты .

98

Рисунок 3.1 – Первые три главные формы колебаний
единичной лопатки .
Вибрация рабочих лопаток приводит к усталости их
материала , из-за чего в наиболее напряженных местах по-
являются трещины усталости , что является основной при-
чиной повреждения рабочих лопаток (рисунок 3.2)

Рисунок 3.2 – Усталостный излом лопатки по
отверстию под связывающую проволоку .

993.2.4 Коррозией называется процесс разрушения по-
верхности деталей под воздействием агрессивной внешней
среды . Общая коррозия происходит при наличии в паре
кислорода и его соединений – окиси и двуокиси углерода ,
поэтому основной мерой борьбы с коррозией является хо-
рошая деаэрация питательной воды .
Эрозией называют поверхностное разрушение деталей
вследствие механического воздействия капель , пленок и
струек , содержащихся в основном паровом потоке . Обычно
считают , что эрозия имеет механический и кавитационный
характер (рисунок 3.3).
а) б)

а) – входные кромки рабочих лопаток 20ой ступени
турбины К-300 после 14 тыс.часов эксплуатации ;
б) -выходные кромки рабочих лопаток последних сту-
пеней .
Рисунок 3.3 – Эрозия лопаток .

100Для уменьшения эрозионного износа лопаток необхо –
димо уменьшать влажность пара на последних ступенях
турбин , дренирование (эвакуацию ) образующейся влаги из
проточной части и правильное проектирование ЦНД , ис-
ключающее образование зон обратных токов пара при ма-
лых нагрузках .
Абразивный износ рабочих лопаток первой ступени
ЦВД и ЦСД является одним из видов эрозионного разру –
шения (рисунок 3.4).

а, б – регулирующая ступень ; в – первая ступень ЦСД .
Рисунок 3.4 – Абразивный износ рабочих лопаток
первых ступеней .
Причем , абразивом служат частицы окалины размером
до 300 мкм, образующиеся на внутренних поверхностях
нагрева , в основном прямоточных котлов . Интенсивному
абразивному износу способствуют частые остановы и пус-
ки котлов , особенно в пусконаладочный период , когда в
котле создаются
благоприятные условия для коррозии .

1013.3 Повреждения валов и роторов
3.3.1 Хрупкие разрушения роторов
Хрупкие разрушения роторов ведут к полному разру –
шению цилиндров , повреждению другого оборудования .
Возникают в основном :
– из-за низкого качества материала ротора . Особенно
опасны флокены – газообразные включения , образующиеся
в отливке при нарушении технологии изготовления ротора .
Эффективным методом их обнаружения является ультра –
звуковая
дефектоскопия при изготовлении ротора и тща-
тельный осмотр осевой расточки ротора во время капи –
тальных ремонтов на предмет выявления трещин .
– из-за высоких динамических напряжений при вне-
запной и сильной разбалансировке ротора , которые резко
увеличиваются , например , при обрыве длинной лопатки .
– при неправильных проведениях пуска турбин из хо-
лодного состояния . Поэтому необходимо строго соблюдать
пусковые инструкции завода -изготовителя и местные , осо-
бенно по температурному режиму металла .
3.3.2 Образование трещин в роторах
Трещины в роторах и валах турбин могут образовы –
ваться не только на внутренней расточке , но и на поверх –
ности вследствие усталости и особенно термической (ма-
лоцикловой усталости ).
При вращении вала напряжения
изгиба достигают
максимальных значений в местах концентрации , т.е. в мес-
тах резких изменений диаметров сечений , тепловых и
шпоночных канавок и т.д.

102Трещины термической усталости возникают в тех мес-
тах, где температура достигает максимальных значений и
имеются резкие переходы , надрезы , тепловые канавки (ри-
сунок 3.5).
Рабочие лопатки

Рисунок 3.5 – Места возникновения трещин
термической усталости в роторах турбин .

В настоящее время установлено , что температурные
напряжения в роторах ЦВД и ЦСД – главная причина , ог-
раничивающая скорость пуска и нагружения турбины .

3.3.3 Прогибы валов

Неравномерный прогрев или остывание вала или рото –
ра приводит к возникновению вибрации турбины из-за из-
гиба вала (ротора ), как правило , исчезающего после про-
грева . Но бывают случаи , что искривление (изгиб ) вала со-
храняется и может быть устранено только в заводских ус-
ловиях .
Причинами прогиба вала могут быть :
– попадание в турбину воды или холодного пара (чаще
из паропроводов отборов ), что вызывает охлаждение рото –
ра и появление зоны остаточных пластических деформа –
ций;

103- радиальное задевание ротора о неподвижные детали
при повышенной вибрации ротора или температурном из-
гибе вала и корпуса турбины .

3.4 Повреждения дисков

Под действием периодических импульсов со стороны
парового потока возникает вибрация дисков и связанные с
ней усталостные разрушения .
Вибрация дисков , как и рабочих лопаток , опасна при
резонансе , т.е. совпадении частот собственных колебаний с
частотой возмущающих сил. Опасным вибрациям больше
подвержены тонкие диски , частота собственных колебаний
которых невелика . Различают две формы колебаний : зон-
тичные – реже и веерные (рисунок 3.6), наиболее распро –
страненные .

Рисунок 3.6 – Зонтичные (а) и веерные (б) формы
колебаний дисков .

104Вследствие вибрации в материале диска проявляется
явление усталости металла , ведущее к появлению трещин
усталости (рисунок 3.7).

Рисунок 3.7 – Трещина усталости в диске
регулирующей ступени .
Трещины возникают в местах концентрации напряже –
ний: разгрузочных отверстий , галтелях , рисках , царапинах .
Разрушение дисков является тяжелой аварией , приво –
дящей к полному разрушению турбины , повреждению со-
седнего оборудования , угрозе персоналу . К разрушению
дисков приводит разгон турбины или отказ систем регули –
рования и защиты , т.
к. напряжения в диске пропорцио –
нальны квадрату частоты вращения . Очевидно , что содер –
жание в идеальном состоянии систем регулирования и за-
щиты является главным условием , исключающим разгон
турбины при резком сбросе нагрузки и отключении генера –
тора от сети.
Разрыв диска может произойти из-за некачественного
металла или неправильной его обработки .
Основной причиной разрыва дисков в условиях экс-
плуатации являются трещины , появляющиеся в результате

105усталости или коррозии , последствия которой особенно
тяжелы , когда она происходит в зоне высоких напряжений .
Коррозия под напряжением , как правило , ведет к появле –
нию трещин , а затем и к полному разрушению детали (ри-
сунок 3.8).

Рисунок 3.8 – Разрыв диска турбины вследствие
коррозии под напряжением .
3.5 Прогиб диафрагм
Прогибы диафрагм – очень опасное явление , т.к. воз-
никают задевания вращающихся деталей о неподвижные с
последующим повреждением лопаточного аппарата . Про-
гиб может происходить как по ходу пара , так и против не-
го, внезапно или развиваться постепенно .
Внезапный прогиб возникает при
резком увеличении
перепада давлений на диафрагму из-за перегрузки турбины

106или при гидравлическом ударе . Постепенный прогиб диа-
фрагм первых ступеней ЦВД и ЦСД (при промперегреве )
происходит из-за ползучести материала .
Прогиб диафрагм навстречу движению пара происхо –
дит при ее защемлении в расточке корпуса или обоймы из-
за недостаточных монтажных зазоров или внезапного по-
вышения температуры пара , при котором диафрагма рас-
ширяется быстрее корпуса турбины .
3.6 Повреждения корпусов
3.6.1 Разрушения с потерей герметичности возможны
вследствие появления крупных трещин термической уста-
лости , что характерно для корпусов ЦВД и ЦСД , работаю –
щих при высоких температурах , или за счет энергии разле –
тающихся деталей (лопаток , обломков , дисков ) – для кор-
пусов ЦНД , в которых центробежные силы вращающихся
деталей велики , а корпус – тонкий .
3.6.2 Образование трещин термической усталости из-
за конструктивных недостатков или нарушения пусковых
режимов в процессе эксплуатации .
Трещины термической усталости появляются вследст –
вие возникновения в стенках корпуса высоких повторяю –
щихся при частых пусках температурных напряжений .
Причем , появляются в местах наибольших температур и
скорость изменения температур также максимальная (
ри-
сунки 3.9 и 3.10).

107

а) – нижняя половина б) – верхняя половина
корпуса ; корпуса .
Рисунок 3.9 – Типичное расположение трещин в верх –
ней части корпуса турбины мощностью 66 МВт на пара –
метры пара 6 МПа и 480 °С, работающей в режиме частых
пусков ; проработала 7 лет, пускалась 1124 раза.
Как правило , это паровпускные части ЦВД и ЦСД (для
турбин с промперегревом ).

108

Рисунок 3.10 – Вид трещин термической усталости
на внутренней поверхности корпуса ЦВД .
3.6.3 Коробление корпусов , под которым понимают
остаточное изменение его формы , что приводит к измене –
нию цилиндрических расточек и нарушению плотности
фланцевого соединения . Разъем считается плотным , если
при затяжке разъема ЦВД через одну -две шпильки , а ЦСД
через 3-4 шпильки щуп толщиной 0,05 мм
нигде не проходит .

109Причинами коробления корпусов являются :
– неправильная термообработка корпуса , когда оста-
точные напряжения , возникающие при литье и затвердева –
нии полностью не сняты . Удается устранить неоднократ –
ной шабровкой разъема ;
– ползучесть металла корпуса при высоких параметрах
пара , особенно в зоне паровпуска ;
– попадание в корпус воды и холодного пара ;
– чрезмерно быстрые пуски , особенно из холодного со-
стояния , когда возможна конденсация пара и резкий мест –
ный нагрев , вызывающий коробление .
Меры предупреждения коробления вытекают из его
причин : строгое выдерживание начальных параметров пара
и соблюдение режимов пуска турбины .
Эффективным конструктивным решением борьбы с
пропариванием внутреннего пояска горизонтального разъ-
ема, возникающего при короблении цилиндра (корпуса )
является предложенная ВТИ установка в разъеме специ –
альной шпонки длиной около 200 мм (рисунок 3.11).
Короблению подвержены и корпуса ЦНД .

1 – обнизка ; 2 – ограничительные штифты ; 3 – шпонка ;
4 – плоская пружина .
Рисунок 3.11 – Уплотнение горизонтального разъема
ЦВД и ЦСД .

1103.7 Повреждения подшипников
Для обеспечения надежной работы подшипников , а
следовательно , и самой турбины является не менее надеж –
ное маслоснабжение .
Прекращение подачи масла к подшипникам приводит
к выплавлению баббитовой заливки и задеваниям в про-
точной части с последующим ее разрушением .
Причинами прекращения подачи масла к подшипни –
кам могут быть :
– низкое качество
масла (обводненное , загрязненное ,
не удовлетворяющее требованиям ПТЭ );
– неудовлетворительная работа масляных насосов ;
– неправильная эксплуатация масляного бака , если в
нем не производится должная очистка и деаэрация масла ;
– ненадежная работа маслоохладителей и др.
Повреждение баббитовой заливки подшипников может
произойти из-за некачественного баббита (для подшипни –
ков турбин применяется только марка Б-83); нарушения
технологии заливки баббитом вкладышей ; неправильной
сборки подшипников .
Температура масла на входе и выходе из подшипников
подлежит контролю самопишущими приборами .
Повышение температуры баббита отдельных колодок
упорного подшипника указывает на неправильную сборку
его или подгонку колодок .
Постепенное увеличение температуры всех колодок
свидетельствует о росте осевого усилия на подшипник .
Причинами повышения осевого усилия на колодки упорно –
го подшипника могут быть :
– гидравлический удар , при котором происходит заку-
порка водой рабочих каналов и увеличивается перепад
давления на ступень ;

111- закатка выходных кромок рабочих лопаток при попа –
дании постороннего предмета ;
– при отложении солей в проточной части ;
– при стачивании гребешков уплотнений с увеличени –
ем степени реакции ступени ;
– при внезапном нарушении баланса расходов пара че-
рез цилиндры турбины ;.
Для обеспечения постоянного контроля температуры
баббитовой заливки каждая колодка снабжается термопа –
рой (рисунок 3.12), подключаемой к самописцам .

1 – колодка ; 2 – баббитовая заливка ; 3 – горячий спай ;
4 – термопара в асбестовой оплетке ; 5 – провода в
хлорвиниловой трубке .
Рисунок 3.12 – Измерение термопарами температуры
баббитовой заливки колодок упорного подшипника .
3.8 Нарушения в системах парораспределения , регули –
рования и защиты

1123.8.1 Детали и элементы указанных систем играют ог-
ромную роль в обеспечении надежности работы всего тур-
боагрегата . Неполадки и повреждения в них приводят к
немедленному останову турбины , а иногда и к поврежде –
нию ее.
К работе систем парораспределения , регулирования и
защиты предъявляются очень высокие требования и тем не
менее детали и элементы этих систем являются наиболее
аварийными , порой приводящими к очень тяжелым по-
следствиям .
Так, в середине прошлого века на одной из электро –
станций из-за неполадок в системе регулирования по при-
чине образования в маслосистеме окиси железа , проник –
шей в сервомоторы стопорного и регулирующего клапа –
нов, с двухцилиндровой турбиной мощностью 60 МВт , па-
раметрами 6,3 МПа и 482 °С произошла тяжелая авария ,
развитию которой способствовало ошибочное отключение
возбудителя генератора , что должно было перевести агре-
гат в режим холостого хода . Однако , из-за задержки закры –
тия стопорного и регулирующих клапанов (из-за вышеука –
занных отложений ) произошел разгон турбины с 50 до
83 1/с (4980 об/мин) с ее разрушением . В результате аварии
два человека погибло , девять – ранены . ЦНД турбины был
полностью разрушен , 11 дисков из 12 отделились от вала,
который был сломан в четырех местах . Кусками ротора и
цилиндра повредило крышу и стены машинного зала, под-
крановые пути . Диск последней ступени оказался в 135 м
от турбины . Ротор ЦВД был поломан в зоне заднего уплот –
нения , а ротор генератора – на отдельные части .
3.8.2 Частыми причинами отказов из-за органов паро –
распределения являются изгибы , обрывы штоков клапанов
и выпрессовка седел из корпуса вследствие усталости ме-

113талла , вызываемой вибрацией клапана под действием воз-
мущающих сил.
Основной причиной вибрации клапанов является не-
стационарное течение пара между клапаном и седлом и
пульсация давления пара , поступающего к клапану и вы-
зывающая переменные напряжения изгибу .
Серьезной проблемой является прочность корпусов
стопорных и регулирующих клапанов и их плотность , т.к.
они работают в крайне неблагоприятных условиях при вы-
соких давлениях и температуре , причем быстро изменяю –
щихся во времени , что приводит к образованию трещин
(рисунок 3.13).

Рисунок 3.13 – Места появления трещин в корпусе
стопорного клапана .
Для уменьшения температурных напряжений , возни –
кающих в корпусах клапанов особенно при пуске турбин ,
тщательно продумывают их форму , чтобы избежать смеж –
ных элементов различной толщины , переходы с большими
радиусами , фланцы по возможности уже.

114До пуска турбины организовывают прогрев клапанов с
небольшой скоростью , устанавливают кожуха , в которые
подается горячий пар для предварительного прогрева кла-
пана (особенно крышки ).
3.8.3 Движение от штока сервомотора к штоку клапана
производится передаточным механизмом , состоящим из
зубчатой рейки и распределительного вала с шестерней и
кулачками .
Для обеспечения хорошей чувствительности механизм
снабжен большим числом подшипников качения и зубча –
тыми передачами с малыми зазорами . И в то же время он
расположен в области высоких и неравномерных темпера –
тур, что приводит к неравномерным тепловым деформаци –
ям его элементов и рычагов , вызывающих перераспределе –
ние нагрузок на подшипники , деформации и нарушению
работы передаточного механизма . А это, прежде всего ,
сказывается на увеличении степени нечувствительности
системы регулирования , а значит , к увеличению степени
самопроизвольных колебаний нагрузки . В процессе экс-
плуатации возможны заедания подшипников и зубчатой
рейки .
3.8.4 Неполадки в системе регулирования (золотники ,
сервомоторы , передаточные связи , регуляторы скорости и
т.д.) чаще всего происходят из-за некачественного масла
или другой рабочей
жидкости . Загрязнение ее продуктами
коррозии , шламом , примесями приводит к качанию нагруз –
ки на турбинах и даже к самопроизвольному закрытию
стопорных и регулирующих клапанов .
Утечки рабочей жидкости через уплотнения поршней ,
сальники арматуры , фланцевые соединения недопустимы ,
т.к. могут привести к падению давления в системе регули –

115рования и срабатыванию защиты , а также возникновению
загораний .
3.9 Неполадки , выявленные при эксплуатации турбин
Т-175/210—130 и Т-185/220-130.
3.9.1 Паровые теплофикационные турбины Т-175/210-130
и Т-185/220- 130 АО «ТМЗ » с отопительными отборами па-
ра комплектуются генераторами ТГВ-200М Харьковского
турбогенераторного завода . Номинальная электрическая
мощность 175 и 185 МВт обеспечивается при номинальных
тепловых нагрузках 270 и 280 Гкал /
ч. Максимальная мощ –
ность 210 и 220 МВт достигается на конденсационном ре-
жиме при выключенных отопительных отборах . макси –
мальные тепловые нагрузки 280 и 290 Гкал /ч – при полном
использовании тепла отработавшего пара для подогрева
подпиточной воды во встроенных пучках конденсаторов .
Турбины рассчитаны на 12,8 МПа (130 ат), 555 °С, проме –
жуточный перегрев отсутствует .
В эксплуатации на восьми ТЭЦ , из которых пять
расположены в Сибири , находятся семь турбин
Т-175/210-130 и девять Т-185/220-130. Десять турбин рабо –
тают на электростанциях с поперечными связями и шесть
турбин на блочных ТЭЦ . Наработка турбин с начала экс-
плуатации до 1996 г. составила от 20 до 90 тыс. часов .
За указанный период выявлено ряд серьезных конст –
руктивных недостатков , усугубляемых нарушениями инст –
рукций по эксплуатации . Решением совещания в июне
1996 г. в г. Омске с участием заинтересованных сторон бы-
ли определены мероприятия по повышению надежности
работы турбин Т-175 и Т-185, часть из которых выполнены
или намечены к выполнению .

1163.9.2 Поломки лопаточного аппарата и повреждение
дисков ЦСД в зоне фазового перехода рабочего тела в зоне
16-22 ступеней . Обрывы лопаток 16 и 18 ступеней , трещи –
ны в дисках ЦСД , разрушение Т-образного паза обода дис-
ка 18 ступени с разрушением последующей ступени имели
место на половине турбин , в том числе на турбинах № 2 и 3
БТЭЦ -3. наибольшее число повреждений на Омской
ТЭЦ -5, что возможно связано с качеством и параметрами
свежего пара . В нарушение эксплуатационного циркуляра
Ц-07-83 и РД 34.30.507-92 автоматизированный химиче –
ский контроль за качеством конденсата имеется только на
половине этих ТЭЦ , но не всегда работает и не по всем па-
раметрам . На всех ТЭЦ отмечается повышенное значение
электропроводности пара , что является след -ствием связы –
вания углекислоты амминированием и ее накопление в
тракте (пароводяном ).
Исследования качества пара и первичного конденсата ,
выполненные ВТИ в 1994 г.на турбине № 3 Омской ТЭЦ -5,
показывают , что электропроводность , наиболее полно от-
ражающая качество пара и конденсата и их коррозионную
активность , увеличилась в 6 раз. (с 0,9-1,2 в перегретом па-
ре до 5-7 мксм /см в первичном конденсате ). Содержание
соединений Na увеличилось с 1 в перегретом паре до
13-16 мкг/кг в первичном конденсате , значение рН повы –
силось на 1, присутствие аниона F- оценивается в конден –
сате на уровне 200 мкг/кг. Таким образом , в зоне фазового
перехода (пробы на анализ брались из 4го отбора , т.е. в этой
зоне) образуется агрессивная среда , способствующая кор-
розионным повреждениям дисков и лопаток .
До 1993 г. консервация турбин не проводилась , да и в
настоящее время проводится не регулярно .
С целью предупреждения аварийных ситуаций и оп-
тимизации сроков проведения ремонтов ТМЗ разработал и

117внедряет на ТЭЦ систему диагностики проточных частей
турбин .
3.9.3 Интенсивный эрозионный износ рабочих лопаток
ЦНД из-за пониженной по сравнению с проектом темпера –
турой свежего пара . Среднегодовая температура свежего
пара перед турбинами Омской ТЭЦ -5 составляет 539-
549 °С, давление 126-129 кг/см
2 (по проекту – 555 °С и
130 кг/см2 ).
С целью снижения эрозионного износа проточной час-
ти ЦНД необходимо повысить температуру пара перед
ЦНД путем подачи свежего пара .
На БТЭЦ -3, по согласованию с ТМЗ , демонтированы
лопатки 25ой и 28ой последних ступеней в каждом потоке
ЦНД , что не снижает экономичности турбины на режимах ,
с которым и работает ТЭЦ -3. по данным ТМЗ ремонт одно –
го рабочего диска с лопатками стоит 1-1,5 млн.руб.
3.9.4 При работе турбин на холостом ходу или частич –
но открытыми поворотными диафрагмами происходит по-
вышение температуры отработавшего пара и
разогрев вы-
хлопных патрубков до 120-180 ° С, что снижает маневрен –
ность турбин , препятствует более полному использованию
их тепловой мощности .
ТМЗ разработана конструкция системы охлаждения
ЦНД .
Охлаждение выхлопных патрубков ЦНД можно ре-
шить также за счет снижения потерь на трение и вентиля –
цию путем модернизации ЦНД с переходом на двухсту –
пенчатый ЦНД (по 2 ступени в потоке ). На работающих
турбинах в потоке по три ступени .

1183.9.5 Принятая заводом -изготовителем последователь –
ная схема соединения конденсаторов по охлаждающей во-
де для турбин с двухпоточным ЦНД экономически целесо –
образна при максимальной загрузке конденсаторов по пару
и высокой температуре охлаждающей воды . Для рассмат –
риваемых турбин , работающих в основном по теплофика –
ционному режиму с минимальным пропуском пара в кон-
денсаторы последовательная схема малоэффективна .
Параллельная одноходовая схема охлаждающей воды
(сетевой или подпиточной ) дает резкое снижение гидрав –
лического сопротивления при том же расходе , но выпол –
нить ее на действующих ТЭЦ невозможно в связи с зажа –
тостью строительной ячейки турбины .
3.9.6 На турбинах трех ТЭЦ наблюдается повышенный
износ баббита сегментов упорно -опорных подшипников .
Завод разработал новые сегменты , позволяющие нормали –
зовать работу подшипников .
3.9.7 На ряде ТЭЦ для устранения защемления в шпо-
ночных соединениях и нормализации тепловых расшире –
ний цилиндров турбин произведена замена шпонок на по-
воротные .
3.9.8 На некоторых ТЭЦ наблюдается неустойчивая
работа системы автоматического регулирования (САР ).
Качание электрической нагрузки составляет 10-20 МВт ,
что связано с неустойчивой работой главного масляного
насоса , расположенного на валу турбины . Расточка и заме –
на сопл диффузоров инжекторов повысила устойчивость
САР .
При неустойчивой работе САР наблюдается повышен –
ный износ элементов парораспределения (ведомой шестер –
ни и сектора кулачкового распределительного вала). Про-
дление срока их эксплуатации достигается разворотом
шестерни на 180 градусов и зачисткой изношенных зубьев .

1193.9.9 На всех турбинах наблюдаются протечки масла
через уплотнения валов и разъемы картеров подшипников .
Для устранения течей масла фрезеруют пазы в разъемах и
укладывают в них резиновые прокладки , устанавливают
маслоотбойные щитки и успокоительные перегородки ,
применяют герметик для уплотнения разъемов .
3.10 Обслуживание паровой турбины при работе
3.10.1 Учитывая содержание предыдущих разделов ,
очевидно ,
что эксплуатация паровых турбин должна быть
организована в строгом соответствии с требованиями ин-
струкций завода -изготовителя , правил технической экс-
плуатации , пожарной безопасности и техники безопасно –
сти при обслуживании тепломеханического оборудования
электрических станций и сетей , подготовленными для этой
работы специалистами .
На каждой электростанции в соответствии с вышеука –
занными материалами разрабатываются местные инструк –
ции по эксплуатации турбин с изложением правил пуска ,
останова , вывода в ремонт , возможных неполадок на обо-
рудовании турбоагрегата и порядком их предотвращения и
устранения , которые являются обязательными для обслу –
живающего персонала .
В данном разделе изложены общие положения по экс-
плуатации паротурбинной установки .
3.10.2 Неполадки , препятствующие пуску турбины
Несмотря на различия в конструкциях турбин , схемах ,
вспомогательном оборудовании , существует общий для
всех перечень дефектов и неполадок , которые должны уст-
раняться до пуска .

120Пуск турбины запрещается :
– при отсутствии или неисправности основных прибо –
ров, контролирующих протекание теплового процесса в
турбине и ее механическое состояние (манометры , термо –
метры , виброметры , тахометры и др.);
– при неисправной системе смазки , т.е. должен быть
произведен осмотр маслобака (уровень масла , указатель
уровня ), маслоохладителей , маслопроводов и т.д.
– при неисправной системе защиты по всем контурам ,
прекращающим подачу пара в турбину . Проверяется вся
цепочка защиты от датчиков до исполнительных органов
(реле осевого сдвига , вакуум -реле , автомат безопасности ,
атмосферные клапаны , стопорный и регулирующие клапа –
ны, запорная арматура на паропроводах свежего пара ,
промперегрева , отборов );
– при неисправной системе регулирования ;
– при неисправном валоповоротном устройстве . Пода –
ча пара на неподвижный ротор может привести к его изгибу .
3.10.3 Технология пуска турбины зависит от ее темпе –
ратурного состояния . Если температура металла турбины
(корпуса ЦВД ) ниже 150 °С, то считают , что пуск произво –
дится из холодного состояния . На это уходит не менее трех
суток после ее останова .
Пуском из горячего состояния соответствует темпера –
тура турбины 400 °С и выше .
При промежуточном значении температуры считается
пуск из неостывшего состояния .
Основной принцип проведения пуска – должен произ –
водиться со скоростью максимально возможной по услови –
ям надежности (не навреди ).
Основной особенностью пуска неблочной турбины
(ТЭС с поперечными связями ) является использование па-
ра номинальных параметров .

121Пуск турбины состоит из трех этапов : подготовитель –
ного , периода разворота с доведением оборотов до полных
(3000 об/мин) и синхронизации (включение в сеть) и по-
следующего нагружения .
В подготовительный период проверяется общее со-
стояние всего оборудования турбоустановки , отсутствие
неоконченных работ , исправность приборов и сигнализа –
ций. Прогрев паропровода и перепускных труб длится 1-
1,5 часа. Одновременно готовится подача воды в конденса –
тор. Проверяется работа всех маслонасосов (кроме ГМН –
на валу турбины ), оставляют в работе пусковой маслонасос
и включается валоповоротное устройство . Проверяются
системы защиты и регулирования при закрытых главной
паровой задвижке (ГПЗ) и отсутствии давления пара перед
стопорным клапаном . Начинается набор вакуума . меха –
низм управления выводится в минимальное положение ,
взводится автомат безопасности , открываются дренажи
корпуса турбины .
3.10.4 Толчок ротора (приведение его во вращение ))
производится либо открытием первого регулирующего
клапана , либо байпасом ГПЗ при полностью открытых ре-
гулирующих клапанах .
Турбина выдерживается на малых оборотах (500-700),
проверяются температурные расширения , прослушиваются
уплотнения , корпуса , подшипники стетоскопом , показания
приборов по маслу , температуре , давлению , относитель –
ным расширениям .
Критические частоты валопровода нужно проходить
быстро и после осмотра всех элементов турбины и при от-
сутствии отклонений от норм можно идти на разворот , по-
стоянно прослушивая турбину . При этом разница темпера –
тур между верхом и низом цилиндра не должна превышать
30-35 °С, между фланцем и шпилькой не более 20-30 °С.

122При достижении 3000 об/мин производится осмотр турби –
ны, проводится проверка систем защиты и регулирования ,
опробуется ручное и дистанционное выключение турбины .
Механизмом управления проверяется плавность переме –
щения регулирующих клапанов , проверяется срабатывание
автомата безопасности подачей масла к бойкам , а при не-
обходимости (положено по правилам ) и повышением числа
оборотов .
При отсутствии замечаний на главный щит управления
подается сигнал «Внимание ! Готово ». После включения
генератора в сеть, производится нагружение турбины со-
гласно инструкции .
3.10.5 Пуск турбин с противодавлением производится
двумя способами :
– при отключении трубопровода противодавления тур-
бину пускают с выбросом пара в атмосферу , пока давление
в выходном патрубке не превысит давление пара в коллек –
торе (паропроводе ) противодавления , после чего выхлоп
переводят на этот коллектор .
– второй способ заключается в том, что после прогрева
паропровода до ГПЗ, турбину начинают прогревать с «хво-
ста» (выхлопа ).
Толчок ротора производится байпасом ГПЗ и после
включения генератора в сеть турбина с противодавлением
при малой нагрузке работает по электрическому графику .
После проверки всех элементов и приборов турбоустанов –
ки и достижения нагрузки 15 % от номинала включается
регулятор давления и переводят турбину на работу по теп-
ловому графику .
Таким образом , основная особенность пуска турбины с
противодавлением заключается в отсутствии конденсатора .
Особенности пуска блоков связаны с различиями в те-
пловых схемах блоков и неблочных турбин . Поэтому пуск

123блочных установок всегда осуществляют на скользящих
параметрах , когда в процессе всего пуска параметры пара
за котлом (перед турбиной ) непрерывно изменяются , дос-
тигая номинальных значений иногда даже при номиналь –
ной нагрузке .
3.10.6 Эксплуатация паротурбинной установки состоит
из пуска , работы с нагрузкой (нормальная работа ) и оста-
новки .
Основной задачей персонала , обслуживающего турбо –
агрегат , является обеспечение заданной нагрузки при пол-
ной гарантии надежной , безопасной и максимально эконо –
мичной работы .
Особенному контролю подлежат параметры , отклоне –
ние которых за допустимые пределы угрожает надежной
работе турбины – это относительное удлинение ротора и
его осевой сдвиг , вибрационное состояние агрегата .
Постоянно контролируются параметры свежего пара ,
после промперегрева и внутри турбины , масла в системе
регулирования и смазки , не допуская нагрева подшипни –
ков, работа уплотнений .
В инструкции по эксплуатации определены вакуум ,
температура питательной воды , нагрев охлаждающей воды ,
температурный напор в конденсаторе и переохлаждение
конденсата , т.к. от этого зависит экономичная работа тур-
бины . Установлено , что ухудшение работы регенератив –
ных подогревателей и недогрев питательной воды на 1 °С
приводит к повышению удельного расхода теплоты на
0,01 %.
Проточная часть турбины подвержена заносу солями ,
содержащимися в паре . Занос солями , кроме снижения
экономичности , ухудшает надежность лопаточного аппара –
та и турбины в целом . Для очистки проточной части про-

124водят промывки влажным паром . Но это очень ответствен –
ная, а потому и нежелательная операция .
Нормальная эксплуатация турбины немыслима без
тщательного контроля , ухода и регулярных проверок сис-
тем защиты и регулирования , поэтому необходим постоян –
ный тщательный осмотр узлов и элементов регулирования ,
защит , парораспределительных органов , обращая внимание
на течи масла , крепеж , стопорные устройства ; производить
расхаживание стопорных и регулирующих клапанов .
Согласно ПТЭ , в сроки , установленные инструкцией ,
должны регулярно испытываться бойки автомата безопас –
ности наливом масла и повышением числа оборотов тур-
бины , проверяться плотность стопорных , регулирующих и
обратных клапанов . Причем , обязательно после монтажа ,
до и после капитального ремонта . Стопорный и регули –
рующий клапаны могут не быть абсолютно плотными , но
их совместное закрытие должно не допустить вращения
ротора .
3.10.7 При останове турбины в горячий резерв жела –
тельно сохранить температуру металла как можно более
высокой . Останов с расхолаживанием производится при
выводе турбины в длительный резерв или для проведения
капитального и текущего ремонтов .
Перед остановом , по указанию начальника смены
станции , согласно инструкции производится разгрузка
турбины с отключением регулируемых отборов и регене –
рации .
Снизив нагрузку до 10-15 % от номинальной и полу –
чив разрешение , воздействием на кнопку выключения пре-
кращают подачу пара в турбину . С этого момента турбина
вращается электрической сетью , т.е. генератор работает в
режиме двигателя . Во избежание разогрева хвостовой час-
ти турбины необходимо очень быстро убедиться в закры –

125тии стопорного , регулирующих и обратных клапанов на
линиях отборов , а ваттметр указывает отрицательную
мощность , т.к. генератор потребляет в этот период мощ –
ность из сети. После этого отключают генератор от сети.
Если из-за неплотности клапанов , их зависания или по
другим причинам в турбину поступает пар и по ваттметру
на агрегате есть нагрузка , то отключать генератор от сети
категорически запрещено , поскольку поступающего в тур-
бину пара может оказаться достаточным для ее разгона .
Необходимо срочно закрыть главную паровую задвижку
(ГПЗ), ее байпас , обтянуть задвижки на отборах возможно
обстучать клапаны , убедиться что пар в турбину не посту –
пает и только тогда отключают генератор от сети.
При разгрузке турбины нужно внимательно следить за
относительным сокращением ротора , не допуская до опас –
ных пределов .
После перевода турбины на холостой ход проводятся
все необходимые по инструкции испытания . После отклю –
чения турбогенератора от сети начинается выбег ротора ,
при котором частота вращения снижается от номинальной
до нуля . Это вращение происходит за счет инерции вало –
провода . Следует отметить , что вес вращающихся деталей
турбины Т-175 вместе с роторами генератора и возбудите –
ля составляет 155 т.
Выбег ротора – важный эксплуатационный показатель ,
позволяющий судить о состоянии агрегата .
Обязательно снимается кривая выбега – зависимость
частоты вращения от времени . В зависимости от мощности
выбег составляет 20-40 мин. При отклонении на 2-3 мин
нужно искать причину и устранять .
После останова ротора немедленно включается вало –
поворотное устройство (ВПУ ), которое должно работать

126пока температура металла турбины не снизится ниже
200 °С.
В процессе выбега и после производятся все остальные
операции по маслу , циркуляционной воде и т.д. согласно
инструкции .
3.10.8 При возникновении на турбоагрегате аварийной
ситуации необходимо действовать согласно противоава –
рийной инструкции , в которой определен перечень воз-
можных аварийных положений и меры по их ликвидации .
При ликвидации аварийной ситуации нужно внимательно
наблюдать за основными показателями работы турбины :
– частота вращения , нагрузка ;
– параметры свежего пара и промперегрева ;
– вакуум в конденсаторе ;
– вибрация турбоагрегата ;
– осевой сдвиг ротора и положение роторов относи –
тельно своих корпусов ;
– уровень масла в маслобаке и его давление в системах
регулирования и смазки , температура масла на входе и
сливе из подшипников и др.
Противоаварийной инструкцией определяются спосо –
бы аварийного останова в зависимости от аварийных об-
стоятельств – без срыва вакуума и со срывом вакуума , ко-
гда в выхлоп турбины и конденсатор впускают атмосфер –
ный воздух открытием задвижки .
Аварийная остановка турбоагрегата производится пу-
тем немедленного прекращения подачи свежего пара в
турбину кнопкой аварийного останова или дистанционно
воздействием на электромагнитный выключатель , и, убе-
дившись , что турбина отключена и не несет нагрузки по-
дают сигнал на ГЩУ . «Внимание ! Машина в опасности !».
После чего генератор отключается от сети. Обязательно

127закрывают главную паровую задвижку (ГПЗ), ее байпас и
задвижки на отборах .
Дальнейшие операции по останову ведутся обычным
способом .
Срыв вакуума производится в случае , когда нужно ус-
корить останов ротора , например , при резком понижении
уровня масла , при гидроударах в турбине , внезапно воз-
никшей сильной вибрации , при резком осевом сдвиге ро-
тора и т.д.
При останове без срыва вакуума ротор турбины
К-200-130 останавливается за 32-35 мин, а при срыве ва-
куума за 15 мин, но при этой операции происходит разо-
грев выхлопного патрубка за счет резкого возрастания
плотности среды , что и приводит к торможению ротора .
Поэтому останов турбины со срывом вакуума производит –
ся только в случаях , определенных противоаварийной ин-
струкцией .

128ЛИТЕРАТУРА
1 Лосев С.М. Паровые турбины /С.М. Лосев .-М.: Гос-
энергоиздат , 1959.- 385 с.
2 Шляхин П.Н. Паровые и газовые турбины /
П.Н. Шляхин .-М.: Энергия , 1974.- 224 с.
3 Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины /
А.Д. Трухний , С.М. Лосев .-М.: Энергоиздат , 1981.- 456 с.
4 Бененсон Е.И. Теплофикационные паровые турбины
/
Е.И. Бененсон , Л.С. Иоффе .-М.: Энергоиздат , 1986.- 250 с.
5 Маргулова Т.Х. Атомные электрические станция /
Т.Х. Маргулова .-М.: Высшая школа , 1984.- 303 с.

129
Александр Викторович Моторин
Иван Васильевич Распопов
Иван Дмитриевич Фурсов

ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ

Учебное пособие

Редактор Е. Федяева

Подписано в печать 19.05.03. Формат 60х84 1/16.

Печать -ризография . Усл.п.л. 5,11. Уч.-изд.л. 4,85.
Тираж 50 экз. Заказ 2004 –

Издательство Алтайского государственного технического
университета им. И.И. Ползунова ,
656099, г. Барнаул , пр-т Ленина , 46

Лицензия на издательскую деятельность
ЛР№ 020822 от 21.09.98 г.

Отпечатано в типографии АлтГТУ

Лицензия на полиграфическую деятельность
ПЛД № 28-35 от 15.07.97 г.