Билет № 17.

1. Система маслоснабжения.

В течение длительного времени в системах регу­лирования турбин в качестве рабочей жидкости ис­пользовалось исключительно минеральное масло нефтяного происхождения, что давало возможность объединить маслоснабжение систем регулирования, защиты и смазки агрегата.

Минеральное масло как рабочая жидкость систе­мы регулирования обладает ценными качествами: хорошей смазочной способностью, что облегчает достижение высокой чувствительности регулирова­ния; оно не агрессивно и поэтому допускает приме­нение обычных материалов; практически несжи­маемо, чем определяется высокая скорость переда­чи сигналов по гидравлическим связям и др.

Система маслоснабжения в значительной мере определяет надежность работы турбины, так как даже кратковременное прекращение подачи масла к подшипникам может привести к выплавлению их баббитовой заливки и тяжелому повреждению турбины, а оставить без масла систему регулиро­вания — значит потерять управление турбиной.

По соображениям надежности маслоснабжения длительное время в качестве главного масляного на­соса (ГМН) турбины выбирался насос объемного типа: вначале зубчатый, а впоследствии винтовой, как имеющий большую подачу и экономичность. Во многом это связывалось с тем, что насосы объ­емного типа обладают ценным свойством самовса­сывания и для них неопасно попадание воздуха в линию всасывания. Подача насоса объемного типа пропорциональна частоте вращения, и он не срыва­ет маслоснабжение даже при очень низкой частоте вращения. Благодаря этому возможен безаварий­ный останов турбины при отказе всех вспомога­тельных масляных насосов. Принципиальная схема маслоснабжения турбины с насосом объемного ти­па приведена на рис. 10.1.(стр 263)

Наряду с достоинствами насосы объемного типа имеют и существенные недостатки. При тех расхо­дах масла, которые необходимы в современных турбинах, по условиям кавитации насос приходится выполнять с пониженной частотой вращения вала и соединять с ротором турбины с помощью редукторной передачи, как правило, зубчатой. Такая переда­ча не только усложняет конструкцию блока перед­него подшипника, но и, что более существенно, не­достаточно надежна из-за высокой скорости в заце­плении и пульсации ротора на масляной пленке в подшипниках. Авария передачи, вызывающая ос­тановку главного масляного насоса, может привес­ти к тяжелым последствиям для турбины.

Кроме того, насос объемного типа имеет небла­гоприятную характеристику (рис. 10.2 стр 264), что особен­но проявляется в переходных процессах регулиро­вания. Теоретическая характеристика насоса верти­кальна. Из-за неизбежных перетечек из напорной линии во всасывающую действительная характери­стика слабопадающая, т.е. с ростом давления за на­сосом его подача несколько уменьшается. На уста­новившихся режимах работы турбины гидравличе­ское сопротивление внешней сети насоса определя­ется практически постоянным расходом масла, иду­щего на смазку подшипников, и достаточно ста бильным потреблением масла промежуточными сервомоторами с проточными золотниками. В сер­вомоторах с отсечными золотниками покрываются только утечки масла. Характеристика внешней сети насоса в статике на рис. 10.2 изображена линией а с рабочей точкой 1, которая определяет развивае­мое насосом давление р₁ и подачуQ1 .

В переходных процессах, когда при смещении отсечного золотника из среднего положения в сер­вомотор системы регулирования направляется большой поток масла, сопротивление внешней сети насоса резко падает (характеристика b на рис. 10.2), давление в напорной линии снижается до уровня р₂

при практически неизменной подаче Q₂ = Q1. Та­кой глубокий провал давления масла в напорной ли­нии системы регулирования в наиболее ответствен­ный момент ее работы недопустим, поэтому прихо­дится устанавливать редукционный клапан 5 (рис. 10.1), который поддерживает давление в сис­теме регулирования, сокращая подачу масла в сис­тему смазки, что компенсируется возрастающим сливом масла из главного сервомотора. Редукцион­ные клапаны показали себя в эксплуатации недоста­точно надежными. Колебания клапана при резких изменениях расхода масла приводили к заметным пульсациям напорного давления и к гидроударам, которые иногда влекли за собой повреждения мас­лопроводов и даже вызывали пожары. Если редук­ционный клапан после завершения переходного процесса не откроется, то давление в системе регу­лирования может существенно возрасти. Чтобы ис­ключить эту опасность, приходится устанавливать предохранительный клапан 6. Давление масла, на­правляемого в систему смазки, поддерживается пружинным маслосбрасывающим клапаном 7.

Перечисленные и некоторые другие недостатки насосов объемного типа привели к тому, что в на­стоящее время они практически не используются в системах маслоснабжения турбин и заменены цен­тробежными насосами.

Принципиальная схема маслоснабжения турби­ны с главным масляным насосом центробежного ти­па приведена на рис. 10.3. стр264 Центробежный насос легко может быть выполнен быстроходным и по­этому соединяется непосредственно с валом турби­ны. Насос имеет благоприятную характеристику (рис. 10.4 стр 264) и в динамике существенно увеличивает подачу Q₂ при незначительном падении давления р₂ по сравнению со значениями Q1 и р₁ при уста­новившихся режимах работы.

Так как давление, развиваемое центробежным насосом, пропорционально квадрату частоты вра­щения вала и плотности его рабочей жидкости, то насос не может эвакуировать воздух из всасываю­щей линии, т.е. не обладает свойством самовсасывания, и перед пуском должен быть заполнен пере­качиваемой жидкостью. Естественно, нельзя допус­тить попадания воздуха во всасывающую полость насоса, так как в этом случае он прекратит подачу жидкости. С этой целью во всасывающей линии поддерживается небольшое избыточное давление с помощью инжектора — струйного насоса, рабо­тающего на масле главного насоса и установленно­го ниже уровня масла в баке.

В одноинжекторных схемах давление масла за инжектором, выбираемое из потребностей системы смазки, превышает 0,1 МПа. Для предотвращения срыва насоса достаточно иметь значительно мень­шее давление (около 0,03—0,05 МПа на уровне оси насоса). Так как КПД инжектора невысок, более экономичной оказывается двухинжекторная схе­ма, в которой вторая ступень инжектора забирает часть масла после первой ступени и повышает его давление до уровня 0,1—0,15 МПа, необходимого для преодоления сопротивления маслоохладителей и коммуникаций системы смазки. Применение двух инжекторов вместо одного не снижает надежности маслоснабжения, так как в инжекторах нет движу­щихся частей, они просты по устройству и не тре­буют обслуживания.

Между инжектором второй ступени и подшипни­ками устанавливаются поверхностные маслоохлади­тели, чтобы на всех режимах работы температура масла перед подшипниками не превышала 50 °С. Для того чтобы при нарушении плотности маслоох­ладителей вода не попадала в масляную систему, давление масла в маслоохладителях поддерживает­ся выше давления воды. Предполагается, что утечка масла будет своевременно обнаружена эксплуата­ционным персоналом. Однако масло, попавшее в систему циркуляционного водоснабжения, загряз­няет водоемы электростанции, нанося ущерб окру­жающей среде. Поэтому в настоящее время все ча­ще давление воды в маслоохладителях выбирается большим, чем давление масла. Одновременно при­нимаются меры, направленные на повышение гер­метичности маслоохладителей.

Для создания давления в системе регулирования при пуске турбины предусмотрен пусковой масля­ный насос высокого давления 8 (рис. 10.3), который, кроме того, через инжектор заполняет маслом кор­пус главного насоса. По мере повышения частоты вращения турбины давление, развиваемое ГМН, растет, и, когда оно превысит давление за пусковым насосом, откроется обратный клапан 6 за ГМН. На­чиная с этого момента маслоснабжение систем ре­гулирования, защиты и смазки обеспечивается ГМН и пусковой насос, обратный клапан за кото­рым закроется, может быть остановлен.

Падение давления в системе смазки приводит к автоматическому пуску вспомогательного масляно­го насоса низкого давления 9, подающего масло только к подшипникам и приводимого электродви­гателем постоянного тока.