Методические указания по эксплуатации конденсационных установок паровых турбин электростанций рд 34. 30. 501 (стр. 30 из 39)
Чистка двух половин конденсатора турбины K-160-130 ПОАТ ХТЗ потребовала около 14 ч.
14.4.8. Механическая чистка трубок конденсаторов относится к способам наиболее трудоемким, требующим затраты ручного труда и значительного времени. Она, как правило, применяется только при проведении капитальных ремонтов турбин или для окончательной очистки трубок от накипи после проведения химической чистки, если обнаружится, что трубки недостаточно очищены кислотной промывкой.
Механическая чистка конденсаторов производится щетинными ершами, укрепленными на длинных шомполах и приводимых в действие вручную, а также резиновыми цилиндриками или поршеньками, проталкиваемыми через трубку шомполами, водой или воздухом под давлением с помощью пистолетов различной конструкции или других устройств.
Рис. 14.5. Установка для вакуумной сушки:
1 - конденсатор; 2 - подводящий водовод; 3 - сливной водовод; 4 - шиберная заглушка; 5 - сопловая камера (смешивающий конденсатор); 6 - водоструйный насос; 7 - к основному эжектору; 8 - охлаждающая вода; 9 - из напорного коллектора насосов газоохладителей; 10 - перемычка диаметром 100 мм
Гидравлический пистолет, в котором используется вода давлением 1-1,2 МПа (10-12 кгс/см2), служит для проталкивания ершей и работает следующим образом. В 200-300 трубок конденсатора вставляются стальные ерши с резиновыми шайбами, которые прогоняются через трубки поступающей из пистолета водой. При чистке трубок открываются только люки, а крышка водяной камеры служит упором для пистолета, на конце которого имеется маленький гидравлический домкрат. Вода, проникающая через неплотности резиновых шайб на ерше и через ерш, смачивает отложения на стенке трубки; ерш взрыхляет отложения, смешивая их с водой; резиновые шайбы снимают отложения со стенок трубки и вместе с водой выносят их из трубки в заднюю водяную камеру конденсатора.
14.4.9. Для чистки трубок конденсатора от твердых накипных отложений начинает находить применение метод разрушения отложений с помощью струй воды, вытекающих с большой скоростью из сопл, к которым подводится вода под высоким давлением. Установка состоит из насосного агрегата с подачей до 18 м3/ч, создающего давление 29-39 МПа (около 300-400 кгс/см2), глубокого высокопрочного шланга и аппарата для очистки: полого штока со сменной сопловой головкой. Сопловая головка в зависимости от подлежащего очистке объекта может быть вращающейся под действием реактивных сил струи воды, может также создавать при соответствующем расположении сопл усилие для поступательного движения головки по длине очищаемой трубки. Струя воды разрушает накипные отложения, не повреждая металла трубки, и выносит их из трубки.
15. ОПТИМАЛЬНЫЙ РЕЖИМ ЭКСПЛУАТАЦИИ КОНДЕНСАЦИОННОЙ УСТАНОВКИ
15.1. Оптимальный расход охлаждающей воды
15.1.1. При прямоточном водоснабжении эксплуатационный персонал электростанции может влиять на вакуум только путем изменения расхода охлаждающей воды, что позволяет при известных условиях достигнуть повышения экономичности турбоустановки за счет уменьшения затраты мощности на привод циркуляционных насосов.
Подача воды насосами ОПВ может быть изменена в диапазоне 20-30% (от 100 до 80-70%) поворотом лопастей рабочего колеса. Регулируемый диапазон изменения подачи может быть существенно расширен применением для привода циркуляционных насосов двухскоростных электродвигателей (например, с частотой вращения 365 и 485 об/мин). Как известно, регулирование дросселированием неэкономично, так как практически не приводит к уменьшению затраты электроэнергии на перекачку циркуляционной воды. Этот способ, на электростанциях не применяется.
15.1.2. Увеличение расхода охлаждающей воды через конденсатор всегда приводит к углублению вакуума и при исходном вакууме ниже предельного для данной турбины - к соответствующему увеличению развиваемой турбоустановкой мощности и, следовательно, к повышению ее экономичности брутто. Поскольку, однако, увеличение расхода охлаждающей воды требует дополнительной затраты мощности на привод циркуляционных насосов, экономическая целесообразность увеличения расхода охлаждающей воды зависит от изменения мощности турбоустановки нетто, т.е. от соотношения между приростом мощности турбоагрегата в результате углубления вакуума и дополнительной затратой мощности на циркуляционные насосы. Увеличение расхода воды целесообразно только в том случае, если прирост мощности турбины больше увеличения затраты мощности на привод циркуляционных насосов. Расход охлаждающей воды, отвечающий наибольшему выигрышу мощности, является оптимальным для заданных значений паровой нагрузки конденсатора (электрической нагрузки турбоагрегата) и температуры охлаждающей воды.
15.2. Графики оптимальных расходов охлаждающей воды
15.2.1. Построение режимных графиков работы циркуляционных насосов производится расчетным путем. При расчетах используются следующие нормативные или полученные из испытаний при реальных условиях данной электростанции характеристики:
- типовая энергетическая характеристика турбоагрегата, включающая сетку поправок к мощности на изменение давления в конденсаторе; могут также использоваться данные проведенных тепловых испытаний турбоагрегата на данной электростанции;
- типовая нормативная энергетическая характеристика конденсационной установки [2, 5-7];
- характеристика циркуляционных насосов (давление и потребляемая мощность в зависимости от подачи для разных значений угла поворота лопастей, для разной частоты вращения двухскоростного электродвигателя); используются характеристики, полученные при испытании насосов [9], или модельные, приведенные в каталогах насосного оборудования [12, 13];
- гидравлическая характеристика тракта, циркуляционной воды от аванкамеры до переливного порога сифонного колодца (определяется согласно [9]).
15.2.2. Влияние на значение оптимального расхода охлаждающей воды ее температуры и электрической нагрузки энергоблока иллюстрирует график (рис. 15.1), построенный для энергоблока 300 МВт с включенными по блочной схеме насосами ОПВ-5-110, приводимыми двухскоростными электродвигателями (365/485 об/мин). На этом графике представлена зависимость изменения мощности энергоблока нетто DNбл (разности прироста развиваемой турбиной мощности и дополнительной затраты мощности на привод циркуляционных насосов) от расхода охлаждающей воды при разных ее температурах и нагрузках энергоблока 300 и 160 МВт. При расчетах значений DNбл в качестве исходного принимался расход охлаждающей воды 23000 м3/ч.
График (см. рис. 15.1) показывает, что при номинальной нагрузке энергоблока и высокой температуре охлаждающей воды экономически оправданным является максимально обеспечиваемый установленными циркуляционными насосами расход охлаждающей воды; при нагрузке 160 МВт (около 60% номинальной) оптимальный расход охлаждающей воды меньше. С уменьшением температуры охлаждающей воды значения оптимального расхода воды также уменьшаются..
Значительное влияние на изменение мощности энергоблока нет-то в результате изменения расхода охлаждающей воды оказывает характер кривых изменения мощности турбины в зависимости от вакуума (см. рис. 4.1). В зоне очень малых давлений в конденсаторе (глубокого вакуума, близкого к предельному) прирост мощности турбины при понижении давления в конденсаторе резко уменьшается(нижний изгиб кривой), при этих условиях возрастает роль изменения мощности, затрачиваемой на циркуляционные насосы.
15.2.3. По результатам определения оптимальных расходов охлаждающей воды при различных условиях строитоя график оптимальных значений подачи циркуляционных насосов, представленный на рис. 15.2,
Рис. 15.1. Приращение мощности (нетто) турбоагрегата 300 МВт в зависимости от температуры и расхода охлаждающей воды:
- при нагрузке 300 МВт; 
- при нагрузке 160 МВт 
Рис. 15.2. Оптимальные расходы охлаждающей воды в конденсаторы турбины 300 МВт в зависимости от нагрузки турбоагрегата и температуры воды:
1 - максимально возможная подача циркуляционных насосов
Максимальная подача циркуляционных насосов при заданной гидравлической характеристике системы водоснабжения определяется установленным ТУ наибольшим углом поворота рабочих лопастей насоса или в случае ограничения по электрической части насосного агрегата допустимой нагрузкой электродвигателей. Из графика (см. рис. 15.2) видно, что в рассматриваемом случае при номинальной нагрузке энергоблока максимальная подача насосов (максимальный расход охлаждающей воды) экономически оправдана в диапазоне температур охлаждающей воды от 11 °C и выше. При температурах ниже 11 °C целесообразно снижение расхода воды примерно до 75% максимального значения. При нагрузке энергоблока 50% диапазон работы с максимальным расходом воды сильно сужается: начиная с температуры воды 23 °C и ниже целесообразно снижение расхода воды примерно до 60% максимального значения при наиболее низкой температуре.