VYSOKÉ U ENÍ TECHNICKÉ V BRN BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY

Transkript

1 VYSOKÉ U ENÍ TECHNICKÉ V BRN BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO IN ENÝRSTVÍ FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING ENERGETICKÝ ÚSTAV ENERGY INSTITUTE KONDENZA NÍ PARNÍ TURBÍNA 7 MW CONDENSING STEAM TURBINE 7 MW DIPLOMOVÁ PRÁCE MASTER'S THESIS AUTOR PRÁCE Bc. Jakub Bezd k AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR BRNO 2 doc. Ing. Jan Fiedler, Dr.

2

3 Zadání diplomové práce Ústav: Energetický ústav Student: Bc. Jakub Bezd k Studijní program: Strojní in enýrství Studijní obor: Energetické in enýrství Vedoucí práce: doc. Ing. Jan Fiedler, Dr. Akademický rok: 25 editel ústavu Vám v souladu se zákonem.998 o vysokých kolách a se Studijním a zku ebním ádem VUT v Brn ur uje následující téma diplomové práce: Kondenza ní parní turbína 7 MW Stru ná charakteristika problematiky úkolu: Navrhn te jednot lesovou kondenza ní turbínu o výkonu 7MW bez p ih ívání páry do spalovny odpad s regenerací, procesními odb ry a axiálním výstupem do kondenzátoru, chlazeného mo skou vodou pro zadané parametry: Elektrický výkon na svorkách generátoru Pe 7 MW Tlak admisní páry p,5 bar(a) Teplota admisní páry t 44 C Druhý neregulovaný odb r: po2 8, bar(a), mo2 4, th První neregulovaný odb r: po 4,5 bar(a), mo 23,5 th Po et oh ívák pro regeneraci (v. NN) n 4 Teplota napájecí vody tnv 9 C Teplota chladící vody tch 5. C Pr tok chladící vody mch 339 th Otá ky turbiny n 3 min Fakulta strojního in enýrství, Vysoké u ení technické v Brn Technická Brno

4 Cíle diplomové práce: Turbina je ur ena pro spalovnu odpad a musí um t pokrývat pln kondenza ní provoz. Vhodn zvolte typ regulace turbiny, za p edpokladu pevného vstupního tlaku. Dal í nespecifikované parametry cyklu vhodn zvolte. Parní turbinu uva ujte s axiálním výstupem do vodou chlazeného kondenzátoru. Vypracujte bilan ní schémata pro pln kondenza ní a % provoz s regenerací a také pln odb rový provoz. Prove te základní dimenzovací výpo ty. Nakreslete podélný ez turbínovým dílem. Seznam literatury: Fiedler,J.: Parní turbíny návrh a výpo et, CERM Brno 29 Kadrno ka,j.: Tepelné turbíny a turbokompresory, CERM Brno 24 Kadrno ka, J.: Tepelné elektrárny a tepláry,sntl Praha 98 kopek, J.: Parní turbína, tepelný a pevnostní výpo et, Z U Plze, 27 Firemní literatura Doosan koda Power Termín odevzdání diplomové práce je stanoven asovým plánem akademického roku 25 V Brn, dne L. S. doc. Ing. Ji í Pospí il, Ph.D. doc. Ing. Jaroslav Katolický, Ph.D. editel ústavu d kan fakulty Fakulta strojního in enýrství, Vysoké u ení technické v Brn Technická Brno

5 Abstrakt Tématem diplomové práce je navrhnout jednotělesovou kondenzační parní turbínu o výkonu 7 MW bez přihřívání páry do spalovny odpadů. Turbína má mít odběry pro regeneraci, dva procesní odběry a axiální výstup do kondenzátoru chlazeného mořskou vodou. Klíčová slova Kondenzační turbína, průtočná část, pevnostní výpočet Abstract Subject of this master's thesis is to design 7 MW singlecasing steam turbine for the incernetion plant without reheating steam. The turbine has uncontrolled extraction points for another technology and axial flow outlet. Keywords Condensing steam turbine, flow part, strength calculation

6 Bibliografická citace BEZDĚK, J.. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, s. Vedoucí diplomové práce doc. Ing. Jan Fiedler, Dr..

7 Čestné prohlášení Prohlašuji, že tato práce je mým původním dílem, zpracoval jsem ji samostatně pod vedením doc. Ing. Jan Fiedler, Dr. a s použitím literatury uvedené v seznamu. V Brně dne 25. května 2... Jakub Bezděk

8 Poděkování Chtěl bych poděkovat především své rodině, která mě podporovala během celého studia. Dále bych chtěl poděkovat vedoucímu mé diplomové práce doc. Ing. Janu Fiedlerovi, Dr. za jeho ochotu a rady. Také bych rád poděkoval Ing. Zdeňku Kubišovi z Doosan Škoda Power za jeho cenné rady z praxe.

9 Obsah Úvod Vnitřní termodynamická účinnost, tepelný spád turbíny Vstupní parametry páry do turbíny Vnitřní termodynamická účinnost Výstupní parametry páry z turbíny... 3 Tepelné schéma turbíny Parametry VTO a napájecího čerpadla Parametry napájecí nádrže a odplyňováku Parametry NTO Parametry NTO a kondenzátního čerpadla Poměrné velikosti odběrů pro ohříváky Množství páry na vstupu do turbíny Skutečné velikosti odběrů pro ohříváky Hmotnostní průtoky páry turbínou is diagram turbíny s odběry Rozměry průtočné části turbíny Výpočet rozměrů průtočné části Lopatkový plán Rychlostní trojúhelníky Profily lopatek Pevnostní výpočet Namáhání oběžných lopatek Namáhání ohybem Namáhání tahem Celkové namáhání Závěsy oběžných lopatek Závěs typu T Rozvidlený závěs Namáhání rozváděcích stupňů Namáhání rozváděcích kol Namáhání rozváděcích lopatek Kritické otáčky rotoru Dimenzování průměru potrubí

10 9 Regulace turbíny... Provozní režimy turbíny.... Plně kondenzační provoz....2 Provoz s % hmotnostního průtoku páry....3 Provoz při plně odběrovém režimu Charakteristiky rychlostního poměru (uc)p Pevnostní výpočet... Bilanční schémata Závěr... 7 Seznam literatury Seznam zkratek a symbolů Přílohy... 74

11 Úvod Cílem diplomové práce je navrhnout jednotělesovou kondenzační turbínu o výkonu 7 MW do spalovny odpadů. Lopatkování bylo zvoleno akční neboli rovnotlaké a to proto, že Doosan Škoda Power se zaměřuje na tento typ lopatkování. Otáčky turbíny byly zvoleny na standartní hodnotě 3 min pro alternátory s jednou pólovou dvojicí. Základní parametry zadané pro výpočet turbíny jsou tlak,5 a teplota 44 C admisní páry na vstupu do turbíny. Předpoklad je pevný vstupní tlak admisní páry. Turbína má mít regenerační ohřev se čtyřmi ohříváky včetně napájecí nádrže s odplyňovákem, tedy čtyři neregulované odběry pro regeneraci, tak aby byla dosažena teplota napájecí vody 9 C. Součástí turbíny májí být i dva neregulované procesní odběry pro navazující technologii s požadovaným tlakem a hmotnostním průtokem páry. Turbína má mít axiální výstup do kondenzátoru chlazeného mořskou vodou o hmotnostním průtoku 339 th a teplotě vody 5 C. Samotný výpočet je rozdělen do několika hlavních částí, kde je proveden výpočet tepelného bilančního schématu, základních parametrů průtočné části a především pevnostní výpočet. Ten nám rozhoduje o tom, jestli je turbíny provozuschopná a pomáhá nám získat další důležité parametry průtočné části. Ze zadání vyplývá, že turbína musí zvládat jak plně kondenzační provoz, provoz se sníženým hmotnostním tokem páry do turbíny a také plně odběrový provoz. Pro tyto všechny provozy je potřeba udělat pevnostní výpočet, aby byla ověřena správnost nadimenzování průtočné části, což by jinak mohlo v opačném případě znamenat zhavarování turbíny. Výstupem diplomové práce je rovněž výkres s podélným řezem navržené turbíny. Všechny výpočty byly prováděny v programu MS Excel 2. To značně zjednodušovalo výpočetní proces, především v okamžicích, kdy byly výsledné hodnoty počítány iteračně. Pro výpočty bylo využito i programu XSteam v2., díky kterému byly získávány parametry vody a páry.

12 Vnitřní termodynamická účinnost, tepelný spád turbíny Zadané parametry admisní páry před turbínou musí být poníženy o ztráty ve spouštěcím (rychlozávěrném) a regulačním ventilu. Tlaková ztráta na těchto ventilech nelze určit výpočtem, proto musí být volena dle zkušeností s podobnými turbínami. Škrcení je izoentalpický děj, díky neměnné entalpii můžeme určit ostatní parametry za ventily. V kondenzátoru za turbínou známe pouze teplotu chladící vody na vstupu a průtok slané mořské vody. Bylo zvoleno ohřátí chladící vody v kondenzátoru, což teplotní rozdíl vody na výstupu a vstupu do kondenzátoru a koncový teplotní rozdíl, což je rozdíl teploty kondenzace páry a teploty chladící vody na výstupu z kondenzátoru dle []. Výpočet tlakové ztráty mezi výstupem turbíny a kondenzátorem byl proveden na základě odhadnuté výstupní rychlosti páry v hrdle kondenzátoru. Vnitřní termodynamickou účinnost turbíny v tomto okamžiku neznáme, proto byla předběžně určena z obrázku 2. podle poměru tlaku na vstupu do turbíny a elektrického výkonu generátoru. Z odhadnuté účinnosti lze stanovit skutečný tepelný spád na turbíně a parametry páry na výstupu z turbíny.. Vstupní parametry páry do turbíny Parametry páry před ventily,5 44 ; 3277,55 Zvolená tlaková ztráta 4% Tlak páry za ventily! # $,5! # 4 $ 5,88 Pro izoentalpický děj platí 3277,55 Parametry páry za ventily na vstupu do turbíny & * ; 438,5 ;,7 ;,529 () 2

13 .2 Vnitřní termodynamická účinnost Zvolení vnitřní termodynamické účinnosti turbíny podle obrázku 2. a poměru tlaku páry na vstupu do turbíny a elektrického výkonu generátoru. Křivka A platí pro dvoutělesové a bohatě vyložené turbíny a křivka B platí pro levnější turbíny s Curtisovým stupněm. Obrázek. Vnitřní termodynamická účinnost turbíny v závislosti na poměru vstupního tlaku páry a výkonu [] +, +, 5,88 7,8 Odečtená vnitřní termodynamická účinnost turbíny. 87 %.3 Výstupní parametry páry z turbíny Zadané parametry kondenzace ze zadání jsou teplota chladící vody na vstupu do kondenzátoru a hmotnostní průtok chladící vody 23 ( Zvoleno ohřátí chladící vody v kondenzátoru, které je závislé na tom, jestli je kondenzátor jednocestný nebo dvoucestný a jaké množství chladící vody kondenzátorem 3

14 protéká. Pro náš případ, kdy je kondenzátor chlazen velkým průtokem slané mořské vody, byla zvoleno ohřátí poměrně malé Výsledná teplota chladící vody na výstupu z kondenzátoru Zvolen koncový teplotní rozdíl v kondenzátoru # 23 Poté je teplota kondenzace rovna ; : ,2 3 Zvoleno podchlazení kondenzátu, ke kterému dochází ve skutečném neideální kondenzátoru 8;< Teplota kondenzátu vystupujícího z kondenzátoru 9 # 8;< 3 # 3 Entalpie kondenzátu 9; : 3,2 27 Obrázek.2 Průběh teplot v kondenzátoru Výpočet tlakové ztráty ve výstupní části >? A 9 2,! $ 4,3, kde c je rychlost páry v hrdle kondenzátoru. Rychlost zvolena 2 ms []. Ztrátový součinitel ζ zvolen,. 4

15 Výpočet tlaku na výstupu z turbíny 9 7 4,3 7, 4,9 Entalpie páry na výstupu z turbíny při izoentropickém ději, 5 5 * ; * 239,38 Izoentropický tepelný spád #, 3277,55 # 239,38 Skutečný tepelný spád ,8,87 #5 3277,55 # 7,22 7,22 Entalpie na výstupu z turbíny ; 7,227 B 238,8 22,34 Obrázek.3 Expanzní křivka v is diagramu 5

16 2 Tepelné schéma turbíny Hlavní prvky tepelného schématu turbíny tvoří nejen turbína a kotel, ale i ohříváky regenerace s napájecí nádrží a odplyňovákem a systém čerpadel, kam patří především napájecí a kondenzátní čerpadla. Primárním úkolem systému regenerace je ohřát kondenzát z kondenzátoru o teplotě tk až na teplotu napájecí vody tnv na vstupu do kotle, díky čemuž dosáhneme vyšší účinnosti oběhu. Sekundárním úkolem je odplynění kondenzátu v odplyňováku, aby byl dosažen správný chemický režim. Dle zadání se má systém regenerace skládat ze čtyř ohříváků včetně napájecí nádrže s odplyňovákem. Bylo tedy zvoleno schéma s jedním vysokotlakým ohřívákem (VTO), napájecí nádrží s odplyňovákem (NN) a dvěma nízkotlakými ohříváky (NTO). V prvním předběžném návrhu byly zvoleny ohřevy na všechny čtyřech ohřívácích stejné. Po navržení průtočné části a následném iteračním přepočtu, byly ohřevy mírně upraveny podle tlaků v odběrech. Tlaková ztráta v potrubí mezi odběrem a ohříváky byla zvolena % pro VTO, NTO2 a NTO. Pro napájecí nádrž byla zvolena %. Kondenzáty topné páry z ohříváků jsou odváděny kaskádováním. Za pomoci rozdílných tlaků je odváděn kondenzát z VTO do NN, kondenzát z NTO2 do NTO a kondenzát z NTO do kondenzátoru. Pomocí kaskádování kondenzátu dosáhneme většího využití tepla z odběrové páry a tím vyšší účinnosti oběhu. Součástí výpočtu je i výpočet přírůstku entalpie v napájecím a kondenzátním čerpadle. Tlak na výtlaku napájecího čerpadlo (NČ) je vypočítán podle požadovaného tlaku admisní páry před turbínou. Tlak na výtlaku napájecího čerpadla musí pokrýt všechny tlakové ztráty (v potrubí mezi kotlem a turbínou, na vodní straně kotle, v potrubí napájecí vody, v regulačním ventilu napájecí vody, ve vysokotlakém ohříváku), o které je snížen až na požadovaný tlak admisní páry. Tlak na výtlaku kondenzátního čerpadla musí být úměrný tlaku v napájecí nádrži, tlakovým ztrátám (v nízkotlaké regeneraci, potrubní ztráty, v regulačních ventilech) a geodetickému rozdílu mezi čerpadlem a napájecí nádrži, který není zanedbatelný. Avšak obecně lze říci, že celkový přírůstek entalpie v kondenzátním čerpadle je zanedbatelný, protože se pohybuje v jednotkách kjkg. Okruh považujeme z hlediska těsnosti za ideální, nejsou tedy uvažovány ve výpočtech ztráty vody a neuvažuje se doplňování přídavné vody do okruhu. Obrázek 2. Regenerační ohřev

17 2. Parametry VTO a napájecího čerpadla Zadaná teplota napájecí vody do kotle CD 9 Cč,25 Tlak na výtlaku napájecího čerpadla 7,2,25,5 7,2 Entalpie napájecí vody CD ; Cč CD 85,48 8,73 Tlak v napájecí nádrži zpřesněný po iteraci FF FF,5 Teplota v napájecí nádrži 5,8 FF Entalpie vody z napájecí nádrže FF FF ; : 4,7 Přírůstek tlaku v napájecím čerpadle Cč &Cč Cč Cč # FF 8,73 #,5 Měrný objem napájecí vody Cč ; CD 8,23,8 () Přírůstek entalpie v napájecím čerpadle Cč &Cč.Cč 8,23 G,8,8,2 kde ηnč účinnost napájecího čerpadla byla zvolena 8 %. Entalpie vody za napájecím čerpadlem Cč FF 7 Cč 4,7 7,2 5,37 Zvolen koncový teplotní rozdíl ve VTO 8HIJ HIJ 3 Teplota páry na mezi sytosti ve VTO CD 7 8HIJ

18 Žádaný tlak páry na mezi sytosti ve VTO HIJ HIJ,398 HIJ Skutečný tlak ve VTO po iteraci,3884 Entalpie kondenzátu z VTO < HIJ ; : 828,39 Zvolena tlaková ztráta v potrubí mezi turbínou a VTO % Tlak v místě odběru z turbíny zpřesněný po iteraci <,3884? # A HIJ? # A,477 Entalpie v odběru při izoentropickém ději <, < ; * 294,95 Izoentropický tepelný spád 5<, Skutečný tepelný spád 5< 5<,. < < # 3277,55 # 294,95 <, 32,,87 Entalpie v odběru # 5< 3277,55 # 35,4 32, 35,4 292,9 Skutečná entalpie v odběru po výpočtu průtočné části 294, Parametry napájecí nádrže a odplyňováku Tlak v napájecí nádrži zpřesněný po iteraci FF,5 8

19 Teplota v napájecí nádrži FF FF 5,8 FF Entalpie vody z napájecí nádrže FF ; : 4,7 Zvolena tlaková ztráta v potrubí mezi turbínou a NN % Tlak v místě odběru z turbíny zpřesněný po iteraci <),5? # A FF? # A,5555 Entalpie v odběru při izoentropickém ději <), <) ; * 27,48 Izoentropický tepelný spád 5<), Skutečný tepelný spád 5<) 5<),. <) <) # 3277,55 # 27,48 <), 5,7,87 488,3 Entalpie v odběru # 5<) 5,7 3277,55 # 488,3 2789,42 Skutečná entalpie v odběru po výpočtu průtočné části 2778,8 2.3 Parametry NTO2 Teplota kondenzátu za NTO ,8 Entalpie kondenzátu za NTO2 9 ; : 452,25 9

20 Zvolen koncový teplotní rozdíl v NTO2 8FIJ FIJ 4 Teplota páry na mezi sytosti v NTO FIJ 7,8 7 4,8 Tlak páry na mezi sytosti v NTO2 FIJ,525 FIJ Entalpie kondenzátu z NTO2 <L FIJ ; : 49,9 Zvolena tlaková ztráta v potrubí mezi turbínou a NTO2 % Tlak v místě odběru z turbíny zpřesněný po iteraci <L,525? # A FIJ? # A,22 Entalpie v odběru při izoentropickém ději <L, <L ; * 254,72 Izoentropický tepelný spád 5<L, Skutečný tepelný spád 5<L 5<L,. <L <L # 3277,55 # 254,72 <L, 772,83,87 Entalpie v odběru # 5<L 3277,55 # 72,3 772,83 72,3 25,9 Skutečná entalpie v odběru po výpočtu průtočné části 2583,3 2

21 2.4 Parametry NTO a kondenzátního čerpadla Teplota kondenzátu za NTO ,3 Entalpie kondenzátu za NTO 9 ; : 248,3 Zvolen koncový teplotní rozdíl v NTO 8FIJ FIJ 4 Teplota páry na mezi sytosti v NTO 9 7 8FIJ 59, ,3 Tlak páry na mezi sytosti v NTO FIJ FIJ,23 Entalpie kondenzátu z NTO <M FIJ ;: 24,77 Zvolena tlaková ztráta v potrubí mezi turbínou a NTO % Tlak v místě odběru z turbíny zpřesněný po iteraci <M FIJ? # A,23? # A,24 Entalpie v odběru při izoentropickém ději <M, <M ; * 2233,5 Izoentropický tepelný spád 5<M, # Skutečný tepelný spád 5<M 5<M,. <M, 3277,55 # 2233,5 43,99,87 Entalpie v odběru 43,99 98,28 2

22 <M <M # 5<M 3277,55 # 98,28 239,28 Skutečná entalpie v odběru po výpočtu průtočné části 2337,9 Zvoleny tlakové ztráty mezi kondenzátním čerpadlem a napájecí nádrží, Tlak na výtlaku kondenzátního čerpadla 9č 9č FF 7,437 7,,437,437 #,,337 Přírůstek tlaku v kondenzátním čerpadle 9č # 9 kde pk je tlak na sání KČ, který bývá tvořen pouze nátokovou výškou z kondenzátoru. Měrný objem kondenzátu &9č 9č, () 9č ; 9 Přírůstek entalpie v kondenzátním čerpadle 9č,337 G,,8 &9č.9č,7 kde ηkč účinnost kondenzátního čerpadla byla zvolena 8 %. Entalpie vody za kondenzátním čerpadlem č 3,2 7,7 4,9 2.5 Poměrné velikosti odběrů pro ohříváky Předběžný výpočet velikosti odběrů pro ohříváky vychází z poměrné velikosti, která se poté při známém celkovém množství páry vstupující na turbínu přepočítá na skutečné velikosti. Při výpočtu tepelných bilancí tedy uvažujeme velikost hmotnostního toku páry do turbíny kgs. Všechny ohříváky ve výpočtech jsou považovány za ideální, nedochází tedy u nich ke ztrátám tepla do okolí a jejich účinnost se uvažuje %. Tepelná bilance VTO NHIJ NHIJ < # < CD # Cč Poměrná velikost odběru pro VTO # < # CD Cč < 85,48 # 5,37 294,89 # 828,39,78 22

23 NHIJ NFF Tepelná bilance napájecí nádrže a odplyňováku < + NFF <) + NHIJ NFF Poměrná velikost odběru pro VTO FF < 9 FF NHIJ 9 NHIJ <) 9 Tepelná bilance NTO2 <L <L NHIJ NFF 9 Poměrná velikost odběru pro NTO2 NFIJ NHIJ NFF <L <L 9 9 9,78,84 452,25 248,3, ,3 49,9 NFIJ Tepelná bilance NTO <M <M NHIJ NFF 9 9 <L NFIJ Poměrná velikost odběru pro NTO NFIJ 4,7 828,39,78 452,25,78, ,8 452,25 NFIJ NHIJ NFF <M 9 <M 9 <L NFIJ,78,84 248,3 4,9 49,9,82, ,9 24,77 2. Množství páry na vstupu do turbíny Výkon na svorkách generátoru určený ze zadání je výchozím parametrem pro určení množství páry na stupu do turbíny. Mechanická účinnost a účinnost elektrického generátoru byly stanoveny po konzultaci v Doosan Škoda Power po srovnání s podobnými turbínami. Zadaný elektrický výkon generátoru O 7 Zvolená účinnost elektrického generátoru a mechanická účinnost.p,985.q,995 23

24 Množství páry na vstupu do turbíny (4 + 5 # NHIJ < # # NFF <) # O # NFIJ <L # # NFIJ <M # 7 ) + 77,22 #,78 294,88 # 22,34 #, ,8 # 22,34 #,.P.Q, ,3 # 22,34 #, ,9 # 22,34,,985,995 75,793 * 2.7 Skutečné velikosti odběrů pro ohříváky Množství páry na vstupu do turbíny vynásobené poměrnou velikostí odběrů pro jednotlivé ohříváky. (4HIJ (4FF (4 NHIJ (4FIJ (4 NFF 75,793,84 (4 NFIJ (4FIJ (4 NFIJ 75,793,78 5,822 5,8 75,793,82 * *,259 75,793,32 2,744 * * 2.8 Hmotnostní průtoky páry turbínou Hmotnostní průtok turbínou se mění v závislosti na odběrech turbíny. Zde je uveden výpočet pro jednotlivé úseky turbíny pro plně kondenzační provoz, v kterých postupně klesá hmotnostní průtok páry s přibývajícími odběry páry pro regeneraci. Množství páry na vstupu do turbíny (4 75,793 * Množství páry v úseky mezi odběry VTO a NN (4HIJRFF (4 # (4HIJ 75,793 # 5,822 9,97 Množství páry v úseky mezi odběry NN a NTO2 (4FFRFIJ (4HIJRFF # (4FF 9,77 # 5,8 * 4,79 Množství páry v úseky mezi odběry NTO2 a NTO (4FIJRFIJ (4FFRFIJ # (4FIJ 4,79 #,259 * 58,53 Množství páry na výstupu turbíny vstupující do kondenzátoru (4FIJ RSJF (4FIJRFIJ # (4FIJ 58,53 # 2, ,787 * *

25 2.9 is diagram turbíny s odběry Obrázek 2.2 is diagram turbíny s odběry 25

26 3 Rozměry průtočné části turbíny 3. Výpočet rozměrů průtočné části Základem výpočtu průtočné části turbíny je pro známý průtočný objem páry, daný hmotnostním průtokem a měrným objemem páry, určit průměry a délky lopatek stupňů a pro známý izoentropický tepelný spád zvolit počet stupňů turbíny. Na základě podobných strojů podobného výkonu a s ohledem na ložiskovou vzdálenost po konzultaci v Doosan Škoda Power byl stanoven optimální počet stupňů na patnáct. Pro poslední dva stupně byly použity modulové lopatky, které se v Doosan Škoda Power pro typově stejné turbíny používají. Prvně jsou uvedeny výpočetní vztahy, za kterými následuje tabulka vypočítaných hodnot. Některé základní parametry jako je patní průměr lopatkování Dp, rychlostní poměr na patním průměru (uc)s a výstupní úhel z rozváděcích lopatek α byly voleny. Samotný výpočet průtočné části probíhal iteračně. Vypočítané parametry za jednotlivými stupni byly zpětně použity i do výpočtu tepelného schématu turbíny, který taktéž probíhal iteračně. Výpočet v této kapitole počítá prozatím s čistě rovnotlakým stupněm, tedy stupeň reakce je roven nule a tlak před a za oběžnou lopatkovou řadou je totožný. Parametry před každým stupněm jsou označeny indexem, parametry mezi rozváděcí řadou a oběžnou řadou lopatek jsou označeny indexem a parametry na výstupu ze stupně jsou označeny indexem 2. Střední průměr lopatkování TU T; + VU kde patní průměr lopatkování Dp byl volen a Ls je skutečná délka lopatky volená podle Lt délky rozváděcí lopatky při totálním ostřiku uvedené v dalších výpočtech. Obvodová rychlost na středním průměru lopatkování W X TU Y kde n jsou otáčky turbíny za minutu. Ze zadání 3 min. Vzorec po zjednodušení W X TU 5 Přepočet rychlostního poměru na střední průměr lopatkování W! U W TU! ; T; kde rychlostní poměr na patním průměru lopatkování byl volen. Izoentropická výstupní rychlost z rozváděcího W W?@ A U 2

27 Skutečná výstupní rychlost z rozváděcího kde rychlostní ztrátový součinitel φ byl zvolen,97. Spád při izoentropickém ději zpracovaný ve stupni 2 Entalpie při izoentropickém ději za rozváděcím kolem # 5, [ Ztráty v rozváděcím kole # Z 5 Skutečná entalpie za rozváděcím kolem, 7[ Iterační výpočet měrného objemu za rozváděcím kolem & ; kde tlak p2 je dosazován z pozdějšího výpočtu. Délka rozváděcí lopatky při totálním ostřiku V ( & X \] sin a kde kontrakční součinitel zohledňující tloušťku výstupní hrany rozváděcích lopatek εr byl zvolen,9 a výstupní úhel z rozváděcích lopatek α byl volen pro každý stupeň individuálně. Optimální délka rozváděcí lopatky V<; b W! #?@ A $ TU V W,2 7 4,97 TU?@ A Parciálnost \ U U V VU Parametr Ls skutečná délka lopatky byl volen podle parametru Lt délka rozváděcí lopatky při totálním ostřiku. Typ lopatek je volen podle poměru délky lopatky a středního průměru lopatkování. 27

28 Pro válcové lopatky (V) platí VU, TU Pro zkroucené lopatky (Z) platí VU >, TU Účinnost nekonečně dlouhé lopatky W W.e 3,74 f! $ g! U Ztráta okrajová a netěsností v bandáži lopatek [h,29.e iu Ztráta parciálností [;,85 +,37 W! $ TU U Ztráta ventilací neostříknutých lopatek [D,377 W )! $! $ sin a U Ztráta rozvějířením []< VU,! $ TU Ztráta třením disku [,3 TU W )! $ U Ztráta vlivem průměru Ds < m W.j,5 TU! U Ztráta vlhkostí páry [Dh : Termodynamická účinnost stupně..e k[h + [; + [D + []< + [ +.j + [Dh l Spád zpracovaný ve stupni ℎ ℎ. 28

29 Vnitřní výkon stupně U (4 ℎ Entalpie za stupněm ℎ k Tlak za stupněm, ;* l Další parametry za stupněm jsou funkcí tlaku a entalpie, *, &, : ; 29

30 Tabulka vypočítaných hodnot č. 3. Stupeň m kgs 75,793 75,793 75,793 75,793 75,793 75,793 75,793 9,97 i kjkg 3277,55 322,2 383,45 345,49 3,38 3,4 322,82 294,89 p 5,88 4,594 3,875 3,32 2,85 2,354,94,477 t C 438,5 4,3 38, 35,3 344, 322, 298, 27,2 v m3kg,529,54,74,84,9,,292,8 s kjkgk,7,728,738,748,759,79,779,795 x Dp m,4,95,9,92,93,9,2,8 Ds m,,94,95,94,98,4,75,4,5 47,8 49,23 5,43 53,94 59,28 8,8 79,23,42,48,48,48,48,48,44,48 u ms (uc)p (uc)s,428,499,5,53,5,57,44,57 c ms 388,9 29, 297,8 3,7 34,34 34, 34,4 353,43 c ms 377,29 287,28 288,8 292,4 295,2 34,74 353,22 342,83 hiz kjkg 75,4 43,8 44,34 45,32 4,3 49,35,3 2,4 i,iz kjkg 32,9 37,7 339, 3,7 3,7 3,9 295,52 292,43 z kjkg 4,47 2,59 2,2 2,8 2,74 2,92 3,92 3,9 i kjkg 32,38 379,35 34,73 32,85 32,8 39, 29,44 29,2 v m3kg,47,737,838,958,3,288,,989 α 4, 2, 2, 2, 2, 2, 2, 2, Lt 7,9 35,2 39,4 43,9 49,2 53,8 54,4,5 Lopt 5, 58,9 2, 5,4 8,9 72,2 8,5 77,, ,2,4,4,5,5,5,5,5 ε Ls LsDs typ V V V V V V V V η,957,935,935,935,9349,9348,93,9348 zl,328,753,78,,542,52,49,444 zp,47 zv,4 zroz,2,7,9,,3,4,3,4 zt,39,,9,84,77,74,59,74 ΔηD,5,3,9,5 zvl ηtdi,7527,8475,85,83,87,8758,8738,88 h kjkg Pst kw 5,94 37,7 37,95 39, 4,34 43,22 57,93 55, 435,4 287, 287,7 294,5 357,7 3275,8 439,9 3852,5 i2 kjkg 322,2 383,45 345,49 3,38 3,4 322,82 294,89 299,83 p2 4,594 3,875 3,32 2,85 2,354,94,477,2 t2 C 4,3 38, 35,3 344, 322, 298, 27,2 237,4 3 v2 m kg,54,74,84,9,,292,8,997 s2 kjkgk,728,738,748,759,79,779,795,89 x2 3

31 Tabulka vypočítaných hodnot č. 3.2 Stupeň m kgs 9,97 9,97 4,79 4,79 58,53 58,53 55,787 i kjkg 299, ,2 2778,8 287,9 2583,3 24, ,9 p,2,82,5555,324,22,99,24 t C 237,4 23,4,8 35,8 3,7 89,9 4, v m3kg,997,259,352,5587,224 2,95 5,5432 s kjkgk,89,82,845,87,94,95 7,9 x,98,9489,957,88 Dp m,5,22,35,45,55,, Ds m,29,34,45,,8,95 2,2 9,48 24,83 228,7 25,33 282,74 3,3 345,58,48,49,47,47,472,4,43 u ms (uc)p (uc)s,59,524,57,52,548,5,37 c ms 37,34 39, 45,9 483,58 55,83 54,37 542,83 c ms 35,5 379,3 437,5 49,7 5,3 529,97 52,54 hiz kjkg 7,8 7,48,78,92 33,4 49,2 47,33 i,iz kjkg 2839, 277,55 277,3 257, 245,25 237,9 29,3 z kjkg 4,9 4,52,2,9 7,8 8,82 8,7 i kjkg 2843,2 2775,7 283,4 2577,7 2458,2 232,5 299,7 v m3kg,258,348,5577,94 2,4 5,532 5,55 α 2, 2,, 2,,7 8,8 2,5 Lt 9, 83,9 5, 49,7 244,9 342,7 593,8 Lopt 83, 88,7 4,9 22, 45,9 7,7 8,3 ε Ls LsDs ,,,7,9,4,8,27 typ V V V Z Z Z Z η,9347,9329,9348,9335,923,922,98 zl,393,322,25,8,7,7,44 zp zv zroz,,2,27,44,9,,372 zt,7,7,54,45,3,3,29 ΔηD zvl,9,5,84,9 ηtdi,888,899,92,8877,8745,8,859 h kjkg Pst kw i2 2,8 8,2 9,73 3,79,35 29,2 2,5 4394,3 4772,8 5943, 724, 89,9 755, 7,2 kjkg 2847,2 2778,8 287,9 2583,3 24, ,9 22,4 p2,82,5555,324,22,99,24,78 t2 C 23,4,8 35,8 3,7 89,9 4, 4, 3 v2 m kg,259,352,5587,224 2,95 5,5432 5,487 s2 kjkgk,82,845,87,94,95 7,9 7,75 x2,98,949,9,88,848 3

32 3.2 Lopatkový plán Lopatkový plán nám zobrazuje průtočnou část turbíny v meridiálním řezu. Modrou barvou je pro každý stupeň znázorněn patní poloměr stupně a červenou barvou na něj navazující délka lopatky stupně. Cílem je navrhnout rozměry průtočné části tak, aby proudění páry v axiálním směru probíhalo plynule bez náhlých skokových změn průměrů stupňů. První stupeň je regulační s parciálním ostřikem. Regulační stupeň bývá často na větším poloměru a to například z konstrukčních důvodů, kvůli velikosti dýzového segmentu. Následuje dalších čtrnáct řadových stupňů, z nichž jsou poslední dva osazeny modulovými lopatkami firmy Doosan Škoda Power. Lopatkový plán 4 Poloměr R [] Stupeň První odběr turbíny je za šestým stupněm a to procesní odběr pro navazující technologii. Za sedmým stupně je odběr pro vytápění VTO. Za desátým stupněm je odběr jak pro vytápění napájecí nádrže a odplyňováku, tak i druhý procesní odběr. Za dvanáctým stupněm byl zvolen odběr pro vytápění NTO2 a za čtrnáctým stupněm odběr pro NTO. 32

33 4 Rychlostní trojúhelníky Výpočtem rychlostních trojúhelníků zjistíme velikosti absolutních c, relativních w a unášivých u rychlostí na vstupu a výstupu oběžné lopatkové řady. Prvně jsou uvedeny výpočetní vztahy, za kterými je tabulka vypočítaných hodnot. Oproti předchozím výpočtům je zde již uvažováno s malým stupněm reakce a to z důvodu nižších ztrát. Stupeň reakce na patním průměru lopatkování Rp pro všechny stupně turbíny byl zvolen,3. Všechny výpočty byly uvažovány na středním průměru lopatkování s výjimkou posledních čtyř stupňů, které jsou zkroucené, z důvodu zjednodušení výpočtů. Obrázek 4. Rychlostní trojúhelník [] Stupeň reakce na středním průměru lopatkování T; n mu! $ TU o pqro s t k m; l kde Rp stupeň reakce na patním průměru lopatkování byl zvolen,3 pro všechny stupně. Obvodová rychlost na středním průměru lopatkování W X TU 5 kde pro poslední čtyři stupně, u kterých je použit zkroucený typ lopatek, je uvažována obvodová rychlost na patním průměru lopatkování. Absolutní rychlost na výstupu z rozváděcích Z u2 mu ℎ Axiální složka absolutní rychlosti na výstupu z rozváděcích sin cos a Obvodová složka absolutní rychlosti 33

34 Axiální složka relativní rychlosti z v z sin a v Obvodová složka relativní w #W Relativní rychlost na výstupu z rozváděcích lopatek {z w 7 z v Úhel relativní rychlosti zv z sin arcsin zv z Rychlostní ztrátový součinitel pro oběžné lopatky #,74 RM 7 7, ,757 kde β2 úhel relativní rychlosti na výstupu z oběžných lopatek byl volen. Relativní rychlost na výstupu z oběžných lopatek z {z 7 2 mu 5 Axiální složka relativní rychlosti zv z sin zw z zv # Obvodová složka relativní rychlosti Axiální složka absolutní rychlosti Obvodová složka absolutní rychlosti Absolutní rychlost na výstupu z oběžných lopatek {@w cos a Úhel absolutní @ 34

35 Tabulka vypočítaných hodnot č. 4. Stupeň Dp m,4,95,9,92,93,9,2,8 Ds m,,94,95,94,98,4,75,4 hiz kjkg 75,4 43,8 44,34 45,32 4,3 49,35,3 2,4 α Rp,3,3,3,3,3,3,3,3 Rs,2,9,2,8,7,2,8,2 u ms,5 47,8 49,23 5,43 53,94 59,28 8,8 79,23 c ms 35,37 273,7 273,9 275,78 277,3 285,7 33,8 32,35 ca ms 88,39 5,8 5,9 57,34 57,7 59,4 8,99,8 wa ms 88,39 5,8 5,9 57,34 57,7 59,4 8,99,8 cu ms 354,52 27,2 27,7 29,75 27,3 279,4 324,5 34,33 wu ms 88, 9,39 8,48 8,33 7,3 2,8 55,7 35, w ms 27,75 32,2 3,44 3,49 3,7 34, 7,3 5,72 β 25,2 25,4 25,7 25,9 2,2 2,3 23,9 2,3 β Ψ,87,87,87,872,872,873,88,873 w2 ms 99, 4,3 4,4 43,53 45,89 5,94 83,3 9,84 w2a ms 8,9 57, 57,54 58,38 59,34,39 74,55 9,8 c2a ms 8,9 57, 57,54 58,38 59,34,39 74,55 9,8 w2u ms 82,35 28,2 29,23 3,2 33,27 37,89 7,45 55, c2u ms 5,84 9,8 2, 2,3 2, 2,39,4 24,7 c2 ms 82,72,34,9,8 2,83 5, 74,57 73,5 α2 79, 9,2 9,2 9,2 9,2 9,2 9, 9,2 35

36 Tabulka vypočítaných hodnot č. 4.2 Stupeň Dp m,5,22,35,45,55,, Ds m,29,34,45,,8,95 2,2 hiz kjkg 7,8 7,48,78,92 33,4 49,2 47,33 α 2 2 2,7 8,8 2,5 Rp,3,3,3,3,3,3,3 Rs,27,4,54,88,259,35,4 u ms 9,48 24,83 228,7 227,77 243,47 25,33 25,33 c ms 34, 35,89 42,49 422,8 43, 44,77 47,94 ca ms 7,93 73, 7,8 87,9 87,32 42,37 82,2 wa ms 7,93 73, 7,8 87,9 87,32 42,37 82,2 cu ms 333,7 344,2 395,9 43,5 42, 48,2 35,8 wu ms 42,22 39,37,38 85,8 78,8,88 3,75 w ms 58,93 57,4 83,25 25,54 98,43 29,35 24,4 β 2,5 27,7 24,8 25,3 2, 4,5 58, β Ψ,873,875,87,87,872,93,935 w2 ms 8,44 87,99 22,72 255,53 287,9 337,7 378,34 w2a ms 73,8 7,4 9,8 3,93,8 58,25 222,39 c2a ms 73,8 7,4 9,8 3,93,8 58,25 222,39 w2u ms 5,7 7,74 22,55 233,44 22,37 297,2 3,9 c2u ms 25,72 33,9 2, 5,7 8,89 4,29 54,7 c2 ms 78,5 83,32 93,9 4,9 8,33 4,88 229,3 α2 9,2 3,4,2 8,9 8,8 73,7 7,2 3

37 5 Profily lopatek Volba správného profilu je důležitá z hlediska minimalizování ztrát při obtékání profilu parou (plynulé změny tlaku na povrchu, vyloučit odtržení proudu, malá ztráta úplavem). Profily lopatek byly vybírány z přílohy č.. Výběr lopatek je na základě Machova čísla, u rozváděcí lopatek na úhlu α, u oběžných lopatek na úhlu β2. Typy profilů lopatek se dají podle velikosti Machova čísla rozdělit do čtyř skupin: A. B. C. D. Podzvukové Ma <,9 Transsonické,9 < Ma <,5 Nadzvukové, < Ma <,3 Rozšiřující se, Lavalovy dýzy,3 < Ma V našem případě se Machovo číslo všech rozváděcích i oběžných lopatek pohybuje pod hodnotou,9, jedná se tedy o podzvukový typ lopatkování. Rychlost zvuku v přehřáté páře je funkcí tlaku a teploty ; Rychlost zvuku v mokré páře je funkcí na tlaku, entalpie a vlhkosti páry +: kde : ; ;: ;: Machovo číslo pro rozváděcí Machovo číslo pro oběžné lopatky z Charakteristické parametry pro zvolené profily lopatek: Optimální poměrná rozteč lopatek topt Optimální Machovo číslo Maopt Délka tětivy profilu pro rozváděcí lopatky br a oběžné lopatky bo Plocha profilu na patním průměru S,r a S,o Ohybový průřezový modul profilu W,r a W,o 37

38 Úhel nastavení profilu rozváděcí (oběžné) lopatky v mříži ] arccos < [ ] < ƒ] < Předběžný výpočet rozteče lopatek v mříži <; ƒ] < Teoretický počet lopatek v mříži X TU Teoretický počet lopatek v mříži se zaokrouhluje na celé sudé nebo liché číslo s přihlédnutím na výrobní důvody a možnou rezonanci lopatek. Skutečná rozteč lopatek v mříži X TU [ kde z je skutečný zaokrouhlený počet lopatek. Obrázek 5. Parametry lopatkových mříží [] 38

39 Tabulka vypočítaných hodnot profilů rozváděcích lopatek č. 5. Stupeň a ms Ma Označení profilu ,2 7,25 598,82 589,92 58,5 57,8 555,73 54,48,59,45,457,47,478,5,597,593 S555A S92A S92A S92A S92A S92A S92A S92A α α topt br cm 4,5,25,25,25,25,25,25,25 S,r cm2 4,4 4,9 4,9 4,9 4,9 4,9 4,9 4,9 W,r cm3,92,575,575,575,575,575,575,575 γr 5,3,4,4,4,4,4,4,4 topt t'r z tr,72,87,72,87,72,87,72,87,72,87,72,87,72,87,72,87,72,72,72,72,72,72,72,72 32,4 45, 45, 45, 45, 45, 45, 45, ,97 45,48 45,92 45,2 45,95 4,7 45,3 45,37 Tabulka vypočítaných hodnot profilů rozváděcích lopatek č. 5.2 Stupeň a ms Ma Označení prof ,4 55,42 55,27 534,75 5,77 588, 8,42,5,9,797,79,77,75,7 S92A S92A S92A S92A S92A S98A S927A α α topt br cm S,r cm2 4,9 4,9 4,9 4,9 4,9 2,72 2,3 W,r cm3,575,575,575,575,575,333,95 γr,4,4,4,4,4 57,9 5,3 topt t'r z tr ,72,87,72,87,72,87,72,87,72,87,7,8,5,75,25,25,25,25,25 4,7 4,5,72,72,72,72,72,7,5 45, 45, 45, 45, 45, 32,97 29, ,5 45,2 45,29 45, 45,5 33,29 29,4 39

40 Tabulka vypočítaných hodnot profilů oběžných lopatek č. 5.3 Stupeň a2 ms Ma Označení profilu ,39,8 598,28 589,28 579,77 59,25 554,8 54,2,325,23,23,244,252,25,33,34 R32A R32A R32A R32A R32A R32A R32A R32A β β topt bo cm 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 S,o cm2,85,85,85,85,85,85,85,85 W,o cm3,234,234,234,234,234,234,234,234 γo 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 topt t'o z to,58,8,58,8,58,8,58,8,58,8,58,8,58,8,58,8,,,,,,,, 5,3 5,3 5,3 5,3 5,3 5,3 5,3 5, ,42 5,4 5,38 5,45 5,39 5,4 5,49 5,45 Tabulka vypočítaných hodnot profilů oběžných lopatek č. 5.4 Stupeň a2 ms Ma Označení profilu ,99 53, 57,73 533,2 5,5 58,9 7,88,347,374,437,479,52,574,22 R32A R32A R32A R32A R32A R3525A R33A β2 β topt bo cm S,o cm2,85,85,85,85,85,2,2 W,o cm3,234,234,234,234,234,8,79 γo 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4,2 2,4 topt t'o z to ,58,8,58,8,58,8,58,8,58,8,55,5,43,55 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,54 2,5,,,,,,,5 5,3 5,3 5,3 5,3 5,3 5,24 2, ,44 5,4 5,45 5,39 5,4 5,32 2,82 4

41 Pevnostní výpočet Pevnostním výpočtem je potřeba ověřit dostatečné nadimenzování oběžných lopatek, rozváděcích lopatek a rozváděcích kol, tak abychom měli jistotu, že nedojde k přetížení některé části turbíny, které by mohlo vést k jejímu poškození. Pevnostní výpočet je potřeba provést pro všechny typy provozů turbíny. V této kapitole bude výpočet proveden pro základní plně kondenzační provoz. Pro ostatní typy provozů bude pevnost ověřena v kapitole Provozní režimy turbíny. U prvního regulačního stupně je při výpočtech zohledněn parciální ostřik. Počet lopatek podléhající namáhání je brán jen v segmentech ostřiku, nejsou tedy uvažovány všechny lopatky stupně.. Namáhání oběžných lopatek Pevnostním výpočtem oběžných lopatek se ověřuje namáhání ohybem a tahem. Namáhání oběžné lopatky ohybem je od obvodové síly Fu, která je úměrná výkonu stupně s přepočtem na jednu lopatku. Ohybem jsou namáhány všechny lopatky bez ohledu na jejich délku. Namáhání tahem v patním průměru je způsobené odstředivou silou hmot lopatky (listu lopatky a horní bandáže). U posledních tří stupňů turbíny bandáž neuvažujeme... Namáhání ohybem U namáhání ohybem je volena šířka lopatky Bo, která se se zvětšující zátěží na lopatku musí taktéž zvětšovat. Přepočet délky tětivy profilu pro zvolenou šířku lopatky ƒ< < cos < Přepočet plochy profilu na patním průměru,<,<,<! < $ 2,5 Přepočet ohybového průřezového modulu profilu < ),<! $ 2,5 Při změně parametrů profilu lopatky je potřeba provést nový výpočet počtu lopatek a jejich roztečí. Předběžný výpočet rozteče lopatek v mříži [ <; ƒ< Teoretický počet lopatek v mříži X TU 4

42 Skutečná rozteč lopatek v mříži X TU [ kde z je skutečný zaokrouhlený počet lopatek. Kroutící moment působící na lopatku 9 U [ kde úhlová rychlost se rovná 2 X Y X při zadaných otáčkách 3 min. Obvodová síla působící na lopatku w 2 TU 9 kde u posledních čtyřech stupňů, kde jsou zkroucené lopatky, je počítáno s patním průměrem Dp. Je to z důvodu zjednodušení výpočtu. Délky lopatek vypočítané v kapitole Rozměry průtočné části turbíny odpovídají délkám rozváděcích lopatek i ˆ VU Délka oběžných lopatek ijˆ i ˆ + i kde je délka oběžných lopatek lol zvětšena o přesah lopatek Δl o proti rozváděcím lopatkám, který byl zvolen 2 pro prvních deset stupňů. U jedenáctého stupně byla zvolena délka oběžné lopatky 2, u dvanáctého stupně 7 a třináctého stupně 29. U posledních dvou stupňů jsou použity modulové lopatky z Doosan Škoda Power. Maximální ohybový moment působící na lopatku Qv w ijˆ 2 Výsledné namáhání ohybem Š< Qv,< Musí platit vztah Š< < Š<,jJH 42

43 kde dovolené namáhání ohybem σo,dov je pro regulační stupeň, stupně před odběry a poslední stupeň rovno a pro ostatní stupně 2. Tyto hodnoty jsou standardně používány pro pevnostní výpočty v Doosan Škoda Power...2 Namáhání tahem Namáhání tahem je způsobeno odstředivou silou hmot. Hmotnost lopatky (h Œ<,< i kde ρo hustota oceli je uvažována 785 kgm3. Odstředivá síla listu lopatky h (h TU 2 kde úhlová rychlost ω 2 je v tomto případě o deset procent větší než původní výpočet, pak tedy platí 2 X, Y (Ž Œ< X TŽ ƒ X Hmotnost horní bandáže lopatky [ kde B šířka bandáže je totožná s šířkou lopatky Bo a b výška bandáže je volena. Odstředivá síla horní bandáže lopatky Ž (Ž TŽ 2 U posledních tří lopatek bandáž není. Celková odstředivá síla působící na lopatku 2 Š h 7 Ž Celkové namáhání tahem na patním průměru 2,< kde k součinitel odlehčení u dlouhých lopatek je volen u posledních čtyřech zkroucených lopatek dle přílohy č

44 ..3 Celkové namáhání Celkové namáhání složené z namáhání ohybem a tahem Š2 2 Š< + Š Musí platit vztah Š2 < Š2,jJH Dovolené celkové namáhání je dané typem použitého materiálu a závisí také na teplotě. Teplota materiálu se předpokládá o 5 C nižší, než je teplota páry. Typy materiálů a jejich dovolená namáhání byly odečteny z přílohy č

45 Tabulka vypočítaných hodnot č.. Stupeň Bo γo bo ,4 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 25, 2,48 2,48 2,48 2,48 25, 3,72 25, S,o cm 2,85,84,84,84,84,85 2,4,85 W,o cm3,234,2,2,2,2,234,44,234 t'o 5,3 2,288 2,288 2,288 2,288 5,3 8,432 5,3 z to 7,7 2,32 2,33 2,3 2,32 5,4 8,5 5,45 Pst kw 435,4 287, 287,7 294,5 357,7 3275,8 439,9 3852,5 Mk Nm 7,8 37,3 37,84 38,3 38,93 5,2 7,79 52,8 Fu N 33, 79,4 79, 79,58 79,45 99,84 42,87 92,5 lol Mmax Nm,47,5,7,83 2,7 2,8 4,7 2,92 σo,28 2,59 3,9 5,28 7,24,95,7 2,47 σo,dov ml kg,32,35,39,43,48,8,9,9 Ol N 222,2 984,5 224,4 24, 2828,2 4924, 75,5 233,4 B b Db m,87,984,997,5,37,75,37,29 mb kg,7,,,,,,23, Ob N 2, 594, 4,9,7 33,4 32, 59, 59,7 Oc N 343,3 2578, 289,2 377,7 34, 595,7 922,4 7393, k,,,,,,,, σt,99 2,78 23,8 25,99 29,24 32,2 34, 39,9 σc 29,55 4,9 5,74 5,55 3,72 5,9 54,75 4,9 tp C 388,5 35,3 335,9 35,2 293,9 272, 248,5 25,7 Název mat. PAK. PAK. PAK. PAK. PAK. PAK. PAK. PAK σc,dov 45

46 Tabulka vypočítaných hodnot č..2 Stupeň 9 Bo γo bo ,4 2,4 2,4 2,4 2,4,2 2,4 25, 3,72 3,72 4,9,44, 245,7 S,o cm 2,85 2,4 2,4 4,73,5 25,92 94,3 W,o cm3,234,44,44,958 3,235,752 9,894 t'o 5,3 8,432 8,432 24,57 3,84,9 22,88 z to 5,44 8,45 8,44 24,7 3,89,3 25, Pst kw 4394,3 4772,8 5943, 724, 89,9 755, 7,2 Mk Nm 5,4 8,43 7,28,33 4,22 293,8 5,83 Fu N 92,54 4,9 4,78,4 2,89 37, 72,29 lol Mmax Nm 3,29 4,5,34 3,4 3,72 84,43 294,9 σo 4,4, 5,8 3,98 9,5 7,85 4,22 σo,dov ml kg,3,8,253,2 2,42 9,3,98 Ol N 755,2 43,5 2999, , ,8 8942, ,2 B b 7 Db m,29,39,583,24 mb kg,9,28,28, Ob N 49, 232,8 278,3 59, Oc N 9,2 33,4 2477, 595, ,8 8942, ,2 k,,,,2,5,84 2,52 σt 48,5,3 92,3 99,99 39,53 87,49 249,99 σc 7,73 83,2 23,99 27,94 58,53 23,2 258,43 tp C 84, 47,7 4, 8,9 59,8 37, 3, Název mat. PAK. PAK. PAK. PAK. PAK TD PAK TD PAK TD σc,dov 4

47 .2 Závěsy oběžných lopatek Návrh závěsů oběžných lopatek počítá s třemi typy závěsů. Základní závěs typu T pro nejméně namáhané lopatky, vidličkový závěs pro regulační stupeň a lopatky s větším namáháním (třináctý stupeň) a stromečkový závěs pro poslední nejvíce namáhané lopatky, kde jsou použity modulové lopatky. Pro lopatky se závěsem typu T a vidličkovým závěsem jsou uvedeny výpočty a jejich dimenzování. U posledních dvou lopatek je použit stromečkový závěs, jež zde není počítán, protože se jedná o modulové lopatky z Doosan Škoda Power..2. Závěs typu T Průměr těžiště závěsu TI T; 2 kde t je vzdálenost těžiště od paty lopatky. Rozteč těžiště závěsu I X TI [ Hmotnost závěsu ( Œ< I kde Sz je plocha závěsu. Odstředivá síla závěsu ( TI 2 Celková odstředivá síla působící na lopatku 2 h + Ž + Š 2 Průřez namáhaný tahem I kde a je parametr závěsu zobrazený na obrázku.. Namáhání závěsu tahem Musí zde být splněna podmínka Š < ŠjJH kde σdov je stejné maximální dovolené namáhání, které bylo stanoveno pro určitý typ a teplotu materiálu v kapitole Namáhání tahem. 47

48 Průřez namáhaný smykem U ƒ I kde b je parametr závěsu zobrazený na obrázku.. Namáhání závěsu smykem 2 2 U Musí zde být splněna podmínka <,,7 ŠjJH Průřez namáhaný otlačením I kde c je parametr závěsu zobrazený na obrázku.. 2 < Namáhání závěsu otlačením Musí zde být splněna podmínka < 5 2 Obrázek. Rozměry závěsu 48

49 Tabulka vypočítaných hodnot č..3 Stupeň Bo t,9,9,9,9 2,7 DT m,883,888,898,98,935 tt m,,5,5,4,43 Sz 2 39,5 39,5 39,5 39,5 48,8 mz kg,29,29,29,29,52 Oz N 529,2 533,8 543, 552,3 2927,2 Oc N 47,8 4353, 42,7 53,9 8883,9 a 2 At 2 5, 5,3 4,7 4, 7, σ 35,53 37,75 4,28 43,93 5,94 σdov b As 2 92,5 92,2 9,8 9,3 42,5 τ 22,2 23, 25,8 27,4 3, τdov 89,5 89,5 2,5 2,5 2,5 c Ao 2 57,8 57,7 57,4 57, 85,5 p 7, 75,5 8,57 87,8 3,88 pdov Tabulka vypočítaných hodnot č..4 Stupeň Bo t 2,7 2,7 2,7 4,4 4,4 22, DT m,995,55,25,9,32,4 tt m,72,43,42,9,7,24 Sz 2 48,8 48,8 48,8 24,8 24,8 334, mz kg,3,53,52,83,82,25 Oz N 3752,2 339,4 352,5 588,8 47, 25, Oc N 2972,7 72,5 252,7 222, 353,5 877, a ,2 At 2 2, 7,4 7, 23, 234,3 4,9 σ 2,97 2,45 73,25 94,2 32,9 48,53 σdov b 2 2 7,7 42,8 42,5 22,3 2,8 384, 2 As τ 37,78 37,47 43,95 54,9 77,5 5,4 τdov 2,5,8,8,8 2,9 2,9 c Ao 2 3, 85,7 85,5 5,7 5, 432, p 25,94 24,9 4,49 4,4 9,82 8,92 pdov

50 .2.2 Rozvidlený závěs S narůstající délkou lopatky a tím i odstředivou silou působící na závěs lopatky je častěji používán vidlicový závěs. Výpočet odstředivé síly závěsu a celkové odstředivé síly působící na lopatku je stejný jako u závěsu typu T. Průřez namáhaný tahem YD ƒ I # kde nv je počet rozvidlení, který je roven třem. Rozměr b je šířka jedné nožky. Rozměr d je průměr díry pro kolík. Parametry jsou zobrazeny na obrázku.2. Namáhání závěsu tahem Š 2 Musí být splněna podmínka Š ŠjJH kde σdov je stejné maximální dovolené namáhání, které bylo stanoveno pro určitý typ a teplotu materiálu v kapitole Namáhání tahem. Průřez namáhaný smykem U 2 YD Y9 X 4 kde nk je počet kolíků, který je roven dvěma. Namáhání kolíků smykem 2 U Musí být splněna podmínka, #,7 ŠjJH Průřez namáhaný otlačením < YD ƒ Š< 2 < Namáhání otlačením mezi kolíky a závěsem Musí být splněna podmínka Š<,5 ŠjJH 5

51 Obrázek.2 Rozměry závěsu Tabulka vypočítaných hodnot č..5 Stupeň 3 Bo v 5, 2, b 4,5 d 4,4 9 t 2, 28,5 DT m,,493 tt m,5,27 Sz 2 84, 59,8 mz kg,24,222 Oz N 44,7 975,5 Oc N 4585, 45,8 At 2 44, 55, σ 3,7 85,98 σdov As 2 82,5 73,4 τ 25,3 35,45 τdov 89,5 78,75 Ao 2 35,2 283,5 σot 3,2 34,73 σot,dov 25,5 42,5 5

52 .3 Namáhání rozváděcích stupňů U pevnostních výpočtů rozváděcích stupňů je potřeba zkontrolovat maximální namáhání a průhyb rozváděcích kol a namáhání rozváděcích lopatek..3. Namáhání rozváděcích kol Rozváděcí kolo je zjednodušeně řečeno deska po vnějším obvodu, která je podpírána a namáhána především rozdílem tlaků před a za rozváděcím kolem. Obrázek.3 Rozměry rozváděcího kola [] Tlak za rozváděcím kolem k, ;* l Tlaková diference před a za rozváděcím kolem # Průměr D2 je stanoven z průměru rotoru turbíny, který je 7 a výšky ucpávky, která byla zvolena 8. Průměr D je stanoven z průměru D2, vnitřní výšky rozváděcího kola v2, délky rozváděcí lopatky lrl a vnější výšky rozváděcího kola v. Vnější poloměr rozváděcího kola m T 2 52

53 Maximální napětí ŠQv Z m 5 kde φ součinitel pro výpočet namáhání rozváděcího kola byl volen podle přílohy č. 4 a h šířka rozváděcího kola byla volena s ohledem maximální průhyb. Maximální dovolené napětí je opět dáno volbou typu materiálu a teplotou povrchu tp podle přílohy č. 3. Maximální průhyb NQv ml 5) kde μ součinitel pro výpočet průhybu rozváděcího kola byl volen podle přílohy č. 5 a E modul pružnosti v tahu byl volen podle přílohy č.. Maximální dovolený průhyb je doporučená hodnota NQv,jJH,2 m 53

54 Tabulka vypočítaných hodnot č.. Stupeň Lrl p 4,594 3,875 3,32 2,85 2,354,94,477,2 Δp,298,329,545,54,45,445,43,359 D2 m,73,73,73,73,73,73,73,73 D m,,97,,28,5,88,25,322 v , v 5 ϕ,4 2,,92,88,78,7,7, R , h σmax tp C Název mat.,2 8, 79, 73,9 73,7 9, 7, 8, 388,5 35,3 33, 35,3 294, 272, 248, 27, σdov μ,78,2,2,,8,5,5,93 E ymax,7,3,23,7,27,28,3,45 ymax,dov,,,,3,5,9,25, Tabulka vypočítaných hodnot č..7 Stupeň 9 Lrl p,82,5555,324,22,99,24,78 Δp,34,25,235,582,924,452,8 D2 m,73,73,73,73,73,73,73 D m,48,58,72,89 2,25 2,2 3,2 v v ϕ,48,3,24,2,2,2,2 R h σmax 4, 52,7 58, 2,5 28, 4,,5 tp C Název mat. 87,4 53,4,8 85,8 3,7 39,9 4, σdov μ,84,7,5,58,57,57,55 E ymax,4,27,,5,95,55,3 ymax,dov,4,5,7,89 2,25 2,2 3,2 54

55 Namáhání rozváděcích lopatek Cílem je zkontrolovat maximální namáhání působící na rozváděcí lopatku, které je způsobeno rozdílem tlaků před a za lopatkovou řadou. Dle velikosti namáhání je potřeba volit šířku rozváděcí lopatky Br..3.2 Přepočet délky tětivy profilu pro zvolenou šířku lopatky ƒ] ] cos ] Přepočet plochy profilu na patním průměru ],]! $ 2,5,] Přepočet ohybového průřezového modulu profilu,] ] ),]! $ 2,5 Při změně parametrů profilu lopatky je potřeba provést nový výpočet počtu lopatek a jejich roztečí. Předběžný výpočet rozteče lopatek v mříži [ <; ƒ] Teoretický počet lopatek v mříži X TU Skutečná rozteč lopatek v mříži X TU [ kde z je skutečný zaokrouhlený počet lopatek. Velikost namáhané plochy profilu ohybem X T # T 4 Síla na lopatku od přetlaku [ Síla v ose momentu setrvačnosti Jmax cos a 55

56 Obrázek.4 Rozložení síly působící na lopatku[] Ohybový moment působící na lopatku kde f je vzdálenost místa působení síly od patního průměru lopatky. Ohybové namáhání v místě působení síly Š<,] Musí být splněna podmínka Š< Š<,jJH kde σo,dov je maximální dovolené namáhání, které bylo zvoleno pro určitý typ a teplotu materiálu podle přílohy č. 3 5

57 Tabulka vypočítaných hodnot č..8 Stupeň Br γr br ,3,4,4,4,4,4,4,4 8 2,5 2,5 2,5 37,5 2,5 S,r cm 2 4,29 3,25 3,25 3,25,47,47 9,8 3,25 W,r cm3 5,39 3,353 3,353 3,353 2,355 2,355,23 3,353 t'r 58,3 8, 8, 8, 72, 72, 99, 8, z ks tr 5,3 84,5 85,3 8,9 75, 74, 2,3 83,4 A m2,5422,597,5422,5739,32,83,87,9472 F N 387,3 9397,2 8745,4 7854,5 74, 584,2 25,4 7728,4 α F' N f 33,7 23, 23, 23, 23, 23, 23, 23, 48,5 82,7 85,3 798,7 82,8 34, 32, 783, M Nm 32,5 723,5 75,3 55, 599,7 3,5 3,2 75,8 σo,4 25,7 2,3 95,3 254, 25,2 8,4 223,9 tp C Název mat. σo,dov 388,5 35,3 33, 35,3 294, 272, 248, 27, Tabulka vypočítaných hodnot č..9 Stupeň 9 Br γr br ,4,4,4,4,4 57,9 5,3 2,5 2, ,5 37,5 3,88 2 S,r cm2 3,25 3,25,3 9,8 9,8 2,32 2,3 W,r cm3 3,353 3,353 4,,23,23 7,3 9,98 t'r 8, 8, 9, 99, 99, 92,3 5,3 z ks tr ,5 83, 93,4 2, 99,2 94,2,3 A m2,3,3,8497 2,38 3,55 4,959 7,7 F N 75,5 724,9 8874, 783,9 5753,7 345,3 97, α 23, 23, 23, 23, 23, 32, 33,7 F' N 929,3 53, 833, 742,4 5273,4 2929,3 35,5 f M Nm 79,9 842,4 2, 57, 734,9 555,4 4,5 σo 237, 25,2 274, 24,2 283,4 22,8 54, tp C 87,4 53,4,8 85,8 3,7 39,9 4, Název mat. σo,dov 57

58 7 Kritické otáčky rotoru Celková hmotnost rotoru skládající se z hmotnosti rotoru a hmotnosti lopatek (]< + (h<; 9594,7 + 44, , Kritické otáčky rotoru $ V,7 A 4,5 Y9 7,5 7, ( YR 23995, { { 4,5 V!? kde d je maximální průměr hřídele a L je ložisková vzdálenost. Vypočítané kritické otáčky pro navrhovanou turbínu jsou v přijatelných mezích. Nominální otáčky turbíny jsou 3 min. 58

59 8 Dimenzování průměru potrubí Výpočet základních parametrů přívodních a odvodních potrubí turbíny, v kterých proudí pára. Parametry jsou vypočítány pro potrubí na vstupu do turbíny, dva procesní odběry a odběry pro regeneraci. Průřez potrubí (4 & z kde m je hmotnostní průtok páry, v je měrný objem páry. Rychlost proudění páry w byla pro výpočet potrubí předběžně zvolena 5 ms. Průměr potrubí X T 2 T 2 X Podle vypočítaného průměru byla zvolena jmenovitá světlost potrubí DN. Pro tuto jmenovitou světlost je vypočítána skutečná rychlost proudění páry v potrubí z (4 & Tabulka vypočítaných hodnot č. 8. Vstup.P.O. VTO NN + 2.P.O. NTO2 NTO m kgs 75,793,39 5,822,948,259 2,744 v m3kg,529,292,8,3997,224 5,5432 S m2,82,288,87,875,28,343 D 22, 35,4 9,2 23, 285,4 44, ,85 58,5 59, 44,58 45,2 38,74 DN w ms U třetího odběru turbíny, který je společný pro napájecí nádrž s odplyňovákem a druhý procesní odběr, je výpočet proveden pro parametry páry při plně odběrovém provozu turbíny, kdy je měrný objem páry větší. 59

60 9 Regulace turbíny Bylo třeba zvolit vhodnou regulaci turbíny mezi dvěma základními typy a to regulace skupinová a regulace škrcením. Zvolena byla skupinová regulace. Rozváděcí lopatky byly rozděleny do čtyř skupin, tím nám vzniká na regulačním stupni parciální ostřik. Každá ze skupin má vlastní regulační ventil, který řídí hmotnostní průtok páry jednotlivou skupinou. Před těmito regulačními ventily je ještě předřazen společný spouštěcí (rychlozávěrný) ventil. Škrcením páry přes tyto ventil nám vzniká tlaková ztráta, která nám snižuje tlak admisní páry p na tlak páry za ventily p a je počítána v úvodní kapitole. Hlavní předností při použití skupinové regulace je i při sníženém výkonu turbíny a tedy i hmotnostním průtoku, plně otevřené regulační ventily do některých segmentů. Tím se dosáhne snížení tlakové ztráty způsobené škrcením. Nepříznivou vlastností skupinové regulace, s kterou je počítáno i v pevnostních výpočtech, je zvýšený parciální ostřik při nenominálních provozních režimech turbíny. Při provozu se sníženým výkonem turbíny může být pára přiváděna pouze přes dva nebo jeden přívodní segment na první regulační stupeň. Obrázek 9. Skupinová regulace turbíny []

61 Provozní režimy turbíny Turbína musí zvládat nejen plně kondenzační provoz, ale i provoz se sníženým hmotnostním průtokem páry nebo plně odběrový provoz, pro které jsou vypracována i bilanční schémata. Různé typy provozů nám mění hmotnostní průtoky turbínou, které vedou k rozdílným elektrickým výkonům na svorkách generátorů a vnitřní termodynamické účinnosti turbíny. Pro tyto provozy je znovu proveden i pevnostní výpočet.. Plně kondenzační provoz Pro plně kondenzační provoz byl zadáním stanoven výkon na svorkách generátoru 7 MW, pro který byl v předchozích kapitolách spočítán hmotnostní průtok páry tak, aby tomuto výkonu odpovídal. Tato skutečnost se dá ověřit dalším výpočtem a to pomocí sumy výkonů všech stupňů vynásobená mechanickou účinností a účinností generátoru O.P.Q M.P.Q U,,985, ) 742 Vnitřní termodynamická účinnost turbíny při plně kondenzačním provozu. 8,7 %.2 Provoz s % hmotnostního průtoku páry Provoz, při kterém uvažujeme snížený hmotnostní průtok na % nominálního průtoku a zavřené procesní odběry. Při změně hmotnostního průtoku páry turbínou dojde i ke změně tlaků v průtočné části turbíny. Pro závislost mezi množstvím páry a tlakem v průtočné části turbíny při stálé vstupní teplotě a průřezech stupňů platí obecně zjednodušený vztah (4! $ (4

62 Obrázek. Změna parametrů při změně hmotnostního průtoku turbínou [] Pro náš případ kondenzační turbíny, kdy se velikosti tlaků v kondenzátoru je v řádech desítek kpa, lze tlaky p2 zanedbat. Vzhledem k malému rozdílu teplot lze zanedbat i vliv teplot ve výpočtu. Výsledný vztah pro přepočet tlaků v průtočném kanále při změně hmotnostního průtoku (4 (4 kde veličiny s indexem jsou parametry při nominálním návrhovém provozu. Ze vztahu lze odvodit, že změna tlaků v průtočné části turbíny probíhá lineárně s hmotnostním průtokem. Elektrický výkon na svorkách generátoru při tomto provozu O M.P.Q U,,985, ) 445 Vnitřní termodynamická účinnost turbíny při tomto provozu. 82,9 %.3 Provoz při plně odběrovém režimu Turbína má dva procesní neregulované odběry pro navazující technologii. První procesní odběr je vyveden za šestým stupněm turbíny, kde je tlak <,94 Požadovaný tlak v prvním procesním odběru byl stanoven,8. Skutečný tlak v odběru byl úmyslně zvolen vyšší, aby pokryl tlakové ztráty potrubí. Požadovaný hmotnostní tok páry v prvním procesním odběru (4 J 4, ℎ,39 * 2

63 Druhý procesní odběr je vyveden za desátým stupněm turbíny stejně jako odběr pro napájecí nádrž a odplyňovák. Nominální tlak při plně kondenzačním provozu zde dosahuje hodnoty,5555. Při plně odběrovém režimu, kdy je odváděna pára i přes první procesní odběr a tím je zde snížen tlak, dosahuje tlak v tomto odběru <),4734 Požadovaný tlak v druhém procesním odběru byl stanoven,45. Tlak v odběru byl opět úmyslně zvolen vyšší, aby dokázal pokrýt ztráty v potrubí, které mohou dosahovat 5%. Požadovaný hmotnostní tok páry v druhém procesním odběru (4 J 23,5 ℎ,528 * Elektrický výkon na svorkách generátoru při tomto provozu O M.P.Q U,,985, ) 5977 Vnitřní termodynamická účinnost turbíny při tomto provozu. 8,2 % 3

64 .4 Charakteristiky rychlostního poměru (uc)p Pro různé typy provozů turbíny byly vypočítány charakteristiky rychlostního poměru obvodové rychlosti ku izoentropické výstupní rychlosti z rozváděcího kola na patním průměru jednotlivých stupňů turbíny. Tento rychlostní poměr nám ovlivňuje především zatížení stupně. Křivka s popisem % je pro nominální plně kondenzační provoz, křivka s popisem PO pro plně odběrový provoz a křivka s popisem % pro provoz se sníženým hmotnostním průtokem na %. Rychlostní poměr (uc)p,7 % PO % Poloměr R [],,5,4,3, Stupeň Rychlostní poměr pro plně kondenzační provoz byl vypočítán v kapitole Výpočet rozměrů průtočné části. Pro další dva provozní režimy byl rychlostní poměr stanoven zpětným výpočtem přes známý tlak za stupni. (4 (4 Z již uvedeného vztahu lze díky známému hmotnostnímu průtoku turbínou při různých provozních režimech vypočítat tlaky za jednotlivými stupni. Ze známého tlaku za stupněm a entropie lze stanovit izoentropickou entalpii za rozváděcím kolem za předpokladu čistě rovnotlakého stupně, ℎ ; * Izoentropický spád zpracovaný ve stupni, 4

65 Izoentropická výstupní rychlost z rozváděcího u2 ℎ Rychlostní poměr na středním průměru lopatkování W W! kde u je obvodová rychlost. Výsledný rychlostní poměr na patním průměru lopatkování T; W W! $! U TU Na charakteristice pro provoz se sníženým hmotnostním průtokem turbínou je vidět velký pokles rychlostního poměru pro první regulační stupeň, který je způsoben velkým tlakovým spádem na prvním stupni. Velký pokles je i na stupni za prvním procesním odběru při plně odběrovém provozu, způsobený opět změnou průtoku páry a velkým tlakovým spádem na stupni. Tlak v kondenzátoru je ve všech provozních režimech konstantní, proto dochází k nárůstu rychlostního poměru na posledním stupni u některých provozů. 5

66 .5 Pevnostní výpočet Pevnostním výpočet, který je uveden již v předešlých kapitolách pro plně kondenzační provoz, je potřeba ověřit správnost nadimenzování průtočné části i pro další typy provozu. Změna hmotnostních průtoků v turbíně, způsobená snížením celkového průtoku turbínou nebo procesními odběry, má za následek změnu tlakových poměrů, která může nerovnoměrně zatížit některé stupně. Provoz se sníženým hmotnostním průtokem Provoz se sníženým hmotnostním průtokem turbíny na % nám z hlediska pevnostního výpočtu zatěžuje především první regulační stupeň. Velkou roli tu hraje parciální ostřik. Při tomto sníženém výkonu turbíny prochází pára na první regulační stupeň pouze přes tři segmenty skupinové regulace a je tím snížený počet ostříknutých oběžných lopatek na 4 z původních 94 lopatek. Druhým nepříznivým vlivem na první regulační stupeň je snížený výkon turbíny, který způsobí i značné snížení tlaku za tímto stupněm, což vede ke zvýšení tepelného spádu na stupni. Z těchto důvodů byla konečná šířka oběžné lopatky regulačního stupně Bo zvolena 25. Výsledné namáhání ohybem na lopatku regulačního stupně je při nominálním provozu,28. Při sníženém výkonu turbíny na % dosahu toto namáhání až,4. Stanovené dovolené napětí je zde, stupeň je tedy dostatečně nadimenzován. Napětí σmax působící na dýzový segment prvního regulačního stupně, způsobené především velkým tlakovým spádem při sníženém výkonu, zaznamenalo také velký nárůst. Z původní hodnoty,2 při nominálním provozu vzrostlo na 58,. Šířka rozváděcího kola zde musela být úměrně tomu nadimenzována. Šířka kola byla zvolena 92. Maximální dovolené napětí je 2, pevnostní podmínka je tedy splněna. Ohybové namáhání rozváděcích lopatek se na regulačním stupni při tomto nenominálním provozu zvedlo z,4 na hodnotu 99. Povolené namáhání je zde 25. Zvýšené namáhání oproti nominálnímu režimu je zde způsobené velkým tlakovým spádem a parciálním ostřikem. Provoz při plně odběrovém režimu Z hlediska pevnostního výpočtu dochází ke změnám od nominálního stavu až od prvního procesního odběru za šestým stupněm. Přes následující stupně je snížený průtok páry, který má vliv na namáhání. Projevuje se zde opět jev, kdy snížený hmotnostní tok páry vede ke snížení tlaku za stupni a tím ke zvětšení tepelného spádu na těchto stupních. U sedmého stupně musela být stanovena konečná šířka oběžné lopatky Bo na 3. Namáhání ohybem oběžné lopatky se oproti nominálnímu plně kondenzačnímu režimu zvýšilo z,7 na 2,57. Velikost dovoleného namáhání zde byla. Šířka rozváděcího kola sedmého stupně musela být zvětšena na 7 z důvodu zvýšeného namáhání na něj. Při nominálním režimu dosahuje hodnota napětí 7,, při odběrovém režimu se zvýší na 3,7 při dovoleném maximálním napětí 47.

67 Kvůli tomuto režimu musela být šířka rozváděcích lopatek sedmého stupně zvýšena značně a to na 55. I při tomto nadimenzování lopatek dosahuje ohybové namáhání 247 při maximální dovolené hodnotě 27. Vliv namáhání na jedenáctý stupeň za druhým procesním odběrem nebyl tak velký, aby se výrazněji projevil v dimenzování. Zvýšené namáhání na tento stupeň je přesto patrné. 7

68 Bilanční schémata Bilanční schéma při plně kondenzačním provozu turbíny 8

69 Bilanční schéma při provozu s % hmotnostního průtoku turbínou 9

70 Bilanční schéma při plně odběrovém provozu turbíny 7

71 2 Závěr Cílem práce bylo navrhnout jednotělesovou kondenzační parní turbínu s požadovaným výkonem 7 MW. Výpočet byl rozdělen do několika hlavních kapitol a to výpočet tepelného schématu turbíny, výpočet hlavních parametrů průtočné části a pevnostní výpočet. Turbína musí být schopná provozu v různých pracovních režimech, bylo tedy provedeno porovnání plně kondenzačního provozu, plně odběrového provozu a provozu turbíny se sníženým výkonem. Výsledkem výpočtu tepelného schématu turbíny bylo především předběžné stanovení parametrů odběrů pro regenerační ohřev, který podle zadání měl zahrnovat čtyři ohříváky. Bylo zvoleno schéma s jedním VTO, napájecí nádrží s odplyňovákem a dvěma NTO, díky kterému je dosažena teplota napájecí vody 9 C. Součástí práce jsou i bilanční schémata pro všechny tři požadované typy provozů. Při výpočtu průtočné části turbíny byl zvolen optimální počet stupňů na patnáct a rovnotlaký typ lopatkování. Procesní odběry byly umístěny za šestým a desátým stupněm, tak aby byly splněny jejich požadované parametry. Odběry pro regeneraci byly zvoleny za sedmým, desátým, dvanáctým a čtrnáctým stupněm. Výsledkem výpočtu je i lopatkový plán, kde je vidět délka lopatek a patní průměr všech navržených stupňů. Pro správné nadimenzování turbíny byl proveden pevnostní výpočet pro všechny tři požadované typy provozů. Tímto výpočtem byl ověřen důležitý fakt, že při sníženém výkonu turbíny jsou některé stupně namáhány více, než při plně kondenzačním provozu s větším hmotnostním průtokem turbínou. Tento vliv byl patrný především na prvním regulačním stupni turbíny a na stupních u procesních odběrů. Pro již známou délku a hmotnost rotoru byly vypočítány kritické otáčky 2485 min, které jsou dostatečně vzdáleny nominálním otáčkám 3 min a neohrožují tedy chod turbíny. Při plně kondenzačním provozu má turbína výkon na svorkách generátoru 742 kw a vnitřní termodynamickou účinnost 8,7 %. Při provozu se sníženým hmotnostním průtokem na % je výkon 445 kw a účinnost poklesne na 82,9 %. Při plně odběrovém režimu, kdy jsou otevřeny oba procesní odběry, je výkon 5977 kw a účinnost 8,2 %. V kapitole Provozní režimy turbíny byl vynesen graf s rychlostními poměry (uc)p pro všechny tři typy provozů, který ukazuje zatížení jednotlivých stupňů turbíny. Součástí práce je i výkres s podélným řezem turbíny, který byl zpracován v programu AutoCAD 2. 7

72 Seznam literatury [] ŠKOPEK, Jan. Parní turbína: Tepelný a pevnostní výpočet.. vyd. Plzeň: Západočeská univerzita v Plzni, 27, 7 s., 54 s. příl. ISBN [2] KADRNOŽKA, Jaroslav. Tepelné turbíny a turbokompresory: Základy teorie a výpočtů. Vyd.. Brno: Akademické nakladatelství CERM, 24, 38 s. ISBN [3] KRBEK, Jaroslav, Bohumil POLESNÝ a Jan FIEDLER. Strojní zařízení tepelných centrál: Návrh a výpočet.. vyd. Brno: PCDIR, 999, 27 s. ISBN [4] ŠKOPEK, Jan. Tepelné turbíny a turbokompresory.. vyd. Plzeň: Západočeská univerzita v Plzni, 2, 244 s. ISBN

73 Seznam zkratek a symbolů A m2 plocha c ms absolutní rychlost D m průměr E modul pružnosti v tahu F N síla h kjkg tepelný spád i kjkg entalpie kondenzátní čerpadlo KČ l m délka m kgs; kg hmotnostní průtok; hmotnost n min otáčky NČ napájecí čerpadlo NN napájecí nádrž NTO nízkotlaký ohřívák P W výkon R stupeň reakce s kjkgk entropie t C teplota u ms obvodová rychlost v m3kg měrný objem VTO vysokotlaký ohřívák w ms relativní rychlost ε parciálnost ρ kgm3 měrná hmotnost 73

74 Přílohy Příloha č. [] 74

75 Příloha č. 2 [] 75

76 Příloha č. 3 [] 7

77 Příloha č. 4 [] 77

78 Příloha č. 5 [] 78