VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ENERGETICKÝ ÚSTAV FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING ENERGY INSTITUTE PARNÍ TURBINA STEAM TURBINE DIPLOMOVÁ PRÁCE MASTER'S THESIS AUTOR PRÁCE AUTHOR VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISOR Bc. PETR VALIŠ doc. Ing. JAN FIEDLER, Dr. BRNO 00
Abstrakt Cílem této diplomové práce je návrh točivé redukce pro zadané vstupní parametry, která je paralelně zapojena s redukční stanicí. Dále se v této práci zabývám termodynamickým výpočtem stupně a výpočtem vybraných uzlů turbíny, zpracováním projekčního návrhu zapojení točivé redukce do parního oběhu. Práce je zakončena návrhovým řezem turbíny. Abstract Goal of this dissertation is design of rotary reduction for entered input parameters that it is connected in parallel with reducing station. Further I m looking into thermodynamic calculation of stage and chosen parts of turbine, making of project design of connection of rotary reduction to steam circulation. Dissertation is concluded by designed cross-section of turbine. Klíčová slova parní turbína entalpie účinnost stupně výkon dýza regulační rychlost tlak Key words steam turbine enthalpy stage eficiency power nozzle governor velocity pressure - 3 -
Bibliografická citace mé práce: VALIŠ, P. Parní turbina. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, 00. 56 s. Vedoucí diplomové práce doc. Ing. Jan Fiedler, Dr. - 4 -
ČESTNÉ PROHLÁŠENÍ Prohlašuji, že jsem byl seznámen s předpisy pro vypracování diplomové práce a že jsem celou tuto práci vypracoval samostatně, s použitím uvedené literatury, pod vedením vedoucího bakalářské práce Doc. Ing. Jana Fiedlera, Dr.. V Brně dne. května 007.. Petr Vališ - 5 -
PODĚKOVÁNÍ Děkuji panu Doc. Ing. Janu Fiedlerovi za odborné vedení, cenné rady a věnovaný čas při tvorbě diplomové práce. Velkou měrou také děkuji zaměstnancům firmy Ekol za velice užitečné informace o konstrukci parních turbín. Dále bych chtěl poděkovat mým rodičům, kteří mi vytvořili dostatečné zázemí po celou dobu mého studia. Děkuji. - 6 -
Obsah:. Úvod...9.Historie parních strojů...0. Základní dělení turbín... 3. Zadání diplomové práce... 3. Charakteristika problematiky úkolu:... 3.. Cíle diplomové práce:... 3. Rozbor zadání diplomové práce... 3.3 Použití točivé redukce v parním systému... 4. Projekční schéma...4 4. Návrh zapojení TR v tepelném schématu...4 4. Návrh olejového systému mazání ložisek...5 5. Konstrukční řešení turbosoustrojí...6 5. Volba regulačního stupně...6 5. Volba otáček stroje...7 5.3 Rotor turbíny, volba uložení...7 5.4 Volba ložisek...9 5.5 Volba ucpávek...0 5.6 Regulace výkonu parní turbíny... 5.7 Skříň turbíny... 5.8 Olejové hospodářství... 6. Termodynamický výpočet...3 6. Vstupní parametry turbíny pro výpočet...3 6. Předběžný výpočet...3 6.. Parametry páry pro předběžný výpočet...4 6.. Určení rychlostního poměru a středního průměru lopatkování...5 6..3 Výpočet délky lopatek...6 6..4 Určení obvodové účinnosti a výpočet výkonu stupně...8 6.3 Detailní výpočet...30 6.3. Upřesnění průběhu expanze...30 6.3. Výpočet rychlostních trojúhelníků...3 6.3.3 Výpočet průtočných průřezů stupně:...34 6.3.4 Výpočet obvodové účinnosti stupně...36 6.3.5 Výpočet termodynamické účinnosti a výkonu trubíny...36 6.3.6 Volba lopatek a jejich rozměrů...39 7. Charakteristiky turbíny...4 7. Závislost obvodové účinnosti, středního průměru lopatkování na u/ciz...4 7. Závislost obvodové účinnosti na úhlu α...4 7.3 Závislost délky výstupní hrany dýzy:...44 7.4 Spotřební charakteristika turbíny...44 8. Výpočty vybraných uzlů turbíny...46 8. Výpočet ucpávky:...46 8. Výpočet osové síly...47 8.3 Výpočet průměru vstupního a výstupního hrdla...47 8.4 Napětí od odstředivých sil v listu lopatky...48 8.5 Tahové napětí od bandáže...49 9. Závěr:...5 0. Seznam použitých zdrojů:...5. Seznam obrázků:...53-7 -
. Seznam použitého značení a indexů...54 3. Seznam příloh...56-8 -
. Úvod Současný svět dnes musí čelit mnohým problémům, jejichž vyřešení nebude jednoduché, a mnohdy bude provázeno hůře akceptovatelnými rozhodnutími,které se budou dotýkat každého z nás. Potýkáme se, se stále rostoucí populací, klimatickými změnami a ekologickými problémy. Růst populace, ekonomik a životní úroveň rozvojových států sebou nese masivní nárůst ve spotřebě energií. Z nich nejdůležitější jsou tepelná a elektrická energie. Světová výroba elektrické energie a tepla je převážně zajišťována spalováním fosilních paliv, štěpením jádra a obnovitelnými zdroji energie, které se stále větším procentem podílejí na této výrobě. Proto je v současné energetice kladen velký důraz na zvyšování účinnosti parních a paroplynových cyklů. Výsledkem je úspora komodit,jako např.: uhlí, biomasa,kapalná paliva a zemní plyn používané především pro výrobu elektrické energie. Výše uvedené úspory mají ekonomický a ekologický charakter. A právě tyto dva aspekty jsou hnacím motorem pro většinu tepláren a elektráren jak zefektivnit svoji výrobu při splnění určitých standardů. V této práci se zabývám využitím entalpického spádu pro úpravu parametrů technologické páry, jejíž parametry jsou doposud upravovány pomocí redukční stanice, což znamená, že veškerá energie při škrcení je zmařena a přeměněna v teplo, které je dále nevyužito. Proto se mnohdy v těchto případech uvažuje o zavedení do parního oběhu malé parní turbíny tzv. točivé redukce, která, místo maření energie páry v redukční stanici, přemění energii páry na elektrickou energii. To znamená lepší využití primárních zdrojů, tedy paliva použitého pro výrobu páry, což je ekonomickým i ekologickým přínosem. Točivá redukce je tedy parní turbína malých výkonů, jak v provedení axiálním tak i radiálním. Příklad návrhu a konstrukce takové parní turbíny je uveden v této práci, kde je řešeno projekční schéma zapojení takové turbíny, termodynamický výpočet a výpočet vybraných uzlů turbíny. Také je zde pojednáno o možných konstrukčních variantách zakončené návrhovým řezem turbíny. - 9 -
.Historie parních strojů Roku 883 sestrojil první rovnotlakou turbínu švédský inženýr Carl Gustav de Laval. Jeho následovník nenechal na sebe dlouho čekat. O rok později ohlašuje svůj patent na sestrojení první přetlakové turbíny anglický inženýr Charles Algernon Parsons. Společné znaky obou turbín byly značně vysoké otáčky, kolem 6 000 ot/min a velmi nízké výkony. Použitelnost těchto strojů byla vzhledem ke svým parametrům velmi problematická. Postupem času, při prohlubování teoretických znalostí, se již turbíny začaly prosazovat pro pohon lodí a později pro výrobu elektrického proudu. Pomale tak začaly vytlačovat parní stroje, které nemohly konkurovat parním turbínám, vzhledem k narůstání jejich výkonů, jelikož byly limitovány velikostí a hmotnostními limity [3]. V naší zemi byla vyrobena a uvedena do provozu první parní turbína v 903. Jednalo se tehdy o přetlakovou parní turbínu vyrobenou v závodě První brněnské strojírny podle licence firmy Parsons. O rok později v roce 904 byla vyrobena ve Škodových závodech v Plzni první rovnotlaká parní turbína dle licence Rateau. Tím začala výroba parních turbín v České zemi. Jak se později ukázalo, začali se již zmíněné podniky specializovat výhradně na výrobu a vývoj parních turbín dle zakoupených licencí, nutno zmínit, že takovéto rozdělení platí víceméně i dnes []. Je tedy tomu více jak 00 let od sestrojení první parní turbíny u nás, naše výrobní podniky slavily během té doby nemalé úspěchy na světovém poli, jejich produkty byly vyváženy po celém světě. Výkony se skokově navyšovaly také díky zapojení aplikovaného vědeckého výzkumu po roce 945, např. výzkum vlastností vodní páry, materiálový výzkum, výzkum v oblasti proudění páry, vibrace lopatek a rotorů a spousty dalších problémů. S výpočetní technikou nastal přelom ve vývoji profilů lopatek posledních stupňů turbíny, jejichž 3D tvar podstatně zvyšuje účinnost těchto stupňů. V těchto trendech se pokračuje i nadále při vývoji parních turbín s cílem dosáhnout co největší účinnosti. Na obr. je znázorněno konstrukční řešení parní turbíny ve svých počátcích vývoje, jde o jednostupňovou akční turbínu, zkonstruovanou de Lavalem. V následující kapitole je nastíněno základní rozdělení lopatkových strojů, dle jejich použití a typu proudícího média. Obr. Jednostupňová parní turbína [8] - 0 -
. Základní dělení turbín Turbíny se dělí dle několika základních hledisek: podle proudícího média: - parní - spalovací - vodní - větrné podle druhu lopatkování: - akční (rovnotlaké lopatkování) - reakční (přetlakové lopatkování) podle směru proudění média vzhledem k ose rotace: - axiální - radiální - radiálně axiální podle zapojení v tepelném schématu: - kondenzační - protitlakové - s regulovanými odběry - s neregulovanými odběry podle počtu stupňů: - jednostupňové - vícestupňové podle počtu těles - jednotělesové - vícetělesové - -
3. Zadání diplomové práce 3. Charakteristika problematiky úkolu: Proveďte návrh točivé redukce pomocí parní turbíny pro zadané parametry: vstupní tlak páry,55 [MPa] vstupní teplota 45 [ C] výstupní tlak,06 [MPa] hltnost turbíny 60 [t/h] otáčky 50 [Hz] 3.. Cíle diplomové práce: návrh zapojení točivé redukce páry v tepelném schématu zpracujte termodynamický návrh lopatkování parní turbíny návrh konstrukční koncepce turbíny 3. Rozbor zadání diplomové práce Zadání této práce je postaveno na využití energie páry, jejíž parametry se doposud upravovaly v redukční stanici, což nemělo žádný finanční přínos pro provozovatele. Proto byla snaha této páry o nízkých parametrech efektivněji využít. Jak se již úspěšně zavedlo do praxe, obvykle se to řeší zavedením parního stroje do tepelného oběhu, který je schopen takovou energii přeměnit na elektrickou. Jedná se tedy buď o parní pístový motor či malou parní turbínu. V této práci se budu zabývat parní turbínou. Při návrhu turbíny musí být zajištěn, i při průtoku 5 t/h, trvalý elektrický výkon, který má zhruba poloviční podíl provozních hodin v průběhu roku. 3.3 Použití točivé redukce v parním systému Parní systém, kde je paralelně použitá redukční stanice a točivá redukce znázorňuje obr.. Technologická pára z kotle je vedena potrubím k redukční stanici a současně na spouštěcí ventil točivé redukce (dále již jen TR). Jednotlivé trasy jsou opatřeny uzavíracími ventily, kterými lze mezi RS a TR přepínat. Jak již bylo uvedeno, bude v provozu TR při průtoku páry od 5-60 t/h. Při poklesu pod hodnotu 5t/h je TR odstavena a parametry páry se již upravují pomocí redukční stanice (dále již jen RS). Děje probíhající v RS jsou znázorněny v i-s diagramu na obr. 3. Škrcení páry na požadovaný tlak probíhá mezi body 0 -, kde se energie páry maří a mění v teplo,které je dále nevyužito, jedná se o izoentalpický děj. Úprava na požadovanou teplotu páry probíhá izobaricky mezi body - a to vstřikem chladící vody za redukční ventil. Chlazení páry obvykle bývá přímou součástí redukční stanice. Výhoda použití TR je tedy zřejmá a její přibližný průběh expanze mezi body 0 - je znázorněn též na obr. 3. - -
Obr. Zjednodušené schéma zapojení TR a RS v parním oběhu [7] Obr. 3 Expanze a škrcení v i-s diagramu [7] - 3 -
4. Projekční schéma 4. Návrh zapojení TR v tepelném schématu Tepelné schéma je projektováno od vstupního parovodu, kde jsou vedeny dvě paralelní větve, jedna vede na spouštěcí ventil,přes regulační ventily do dýzových skupin do turbíny, až po výstupní parovod s příslušnými armaturami a odvodněním. Druhá větev jde do redukční stanice a je napojena na výstupní parovod. Dále je naprojektována sběrnice ucpávkové páry s odvodem do kondenzátoru ucpávkové páry. Tepelné schéma je zobrazeno na obrázku 4. Výkres je v příloze. Obr. 4 Projekční schéma zapojení TR [7] - 4 -
4. Návrh olejového systému mazání ložisek Jedná se o nízkotlaký olejový systém sloužící k mazání ložisek. Dříve byl spojen i s regulačními systémy turbíny. Dnes se již používá vysokotlaká regulace a ta je řešena samostatným olejovým systémem. Olejový systém je vyveden z olejové nádrže olejovým čerpadlem přes chladič a filtr oleje. Dále je veden přes reg. clony k jednotlivým ložiskům a odtud zpět do olejové nádrže. Systém je pojištěn jednou 00% zálohou (čerpadlem) a jedním nouzovým čerpadlem. Tlak v systému je řízen reg. ventilem, který vyhodnocuje tlak před ložisky a tím buď propouští více či méně oleje. Olejové schéma je zobrazeno na obrázku 5, výkres je přiložen viz příloha. Obr. 5 Projekční schéma mazacího oleje [7] - 5 -
5. Konstrukční řešení turbosoustrojí Turbosoustrojí může mít pro výše uvedené použití několik konstrukčních variant, neboli koncepcí. Některé koncepční a konstrukční varianty mohou vysokou měrou ovlivnit termodynamické vlastnosti turbíny, konstrukci, kvalitu a z toho vyplívající cenu turbíny. Jde hlavně o způsob volby regulačního stupně, uložení rotoru, otáček, druhu ložisek, způsob výroby skříně a zvoleného způsobu regulace turbíny. Nesmíme však opomenout způsob využití stroje, v tomto případě je snaha o co nejjednodušší konstrukční řešení, kde je kladen důraz na provozní spolehlivost, která je vykoupena nižší účinností stroje. 5. Volba regulačního stupně Regulační stupeň je základním prvkem parní turbíny umožňující přeměnu vnitřní tepelné energie páry na mechanickou práci. Hlavními částmi takového stupně jsou pevné rozváděcí lopatky (dýzy) a systém rotujících kanálů, tvořených rotorovými lopatkami. Podle toho v jakém směru proudí pára vzhledem k ose rotoru turbíny, rozlišujeme stupně na axilání, radiální a radi-axiální. Převážná většina vyráběných a provozovaných turbín je axiálního typu. Jak vyplývá ze zadaní, navrhovanou parní turbínu bych volil rovnotlaký axiální stroj protitlakého typu. Volba stupně závisí na obvodové účinnosti η u a rychlostním poměru u/ciz. Na obr. 6 je převzatá teoretická závislot ηu na u/ciz pro jednotlivé axiální stupně i s uvedením poměrného zpracovaného spádu. Obr. 6 Optimální rozsah použití axiálních stupňů turbín[3] - 6 -
Vzhledem k poměrně malému entalpickému spádu zvolím typ kola A. I když stupeň nepracuje v optimálním rychlostním poměru, stále má vyšší účinnost než dvojvěncový Curtisův stupeň. A - kolo je tedy výhodnější, jak z hlediska termodynamického tak i konstrukčního. Jde tedy o jednodušší stroj. Blíže viz předběžný výpočet (kap 6.). 5. Volba otáček stroje Turbosoustrojí lze konstruovat ve dvou variantách. A to jako nízkootáčkový stroj, který je přímo spojen s generátorem, anebo jako vysokootáčkový stroj. Ve druhém případě je nutno použít zařízení pro úpravu otáček nebo frekvence generovaného elektrického proudu. Je to především převodové ústrojí za turbínou nebo vysokofrekvenční generátor s elektronickým měničem frekvence. Narozdíl od převodovky nejsou frekvenční měniče v praxi odzkoušeny a prověřeny, jejich použití je minimální, především u turbín velmi nízkých výkonů či ve spalovacích mikroturbínách [6]. Při zvyšování otáček klesá průměr oběžného kola, tím samozřejmě můžeme zvyšovat obvodovou rychlost stroje, avšak s přihlédnutím na pevnostní limity použitého materiálu. Dosáhne se tak vyšší účinnosti při malých rozměrech.výhoda vysokootáčkových strojů je především v menší velikosti stroje, nižší hmotnosti, tím samozřejmě menší náklady na materiál, výrobu a montáž. Nevýhodou je vyšší hladina vibrací a hlučnosti při použití převodovky a elektromagnetické rušení v případě měniče. U turbín malých výkonů nemusí být vysokootáčková varianta levnější než turbína přímo spojená s generátorem díky ceně převodovky či frekvenčního měniče [6]. V této práci uvažuji turbínu přímo spojenou s generátorem, s otáčkami 300 ot./min -. Jedná se o asynchronní generátor o výkonu 950 kw, chlazený vzduchem a uložený ve valivých ložiskách. 5.3 Rotor turbíny, volba uložení Rotor parní turbíny je opatřen rotorovými lopatkami a přenáší požadovaný výkon. Z konstrukčního hlediska je možno rotory rozdělit do dvou základních skupin: rotory kolového typu rotory bubnového typu Rotory kulového typu se používají u turbín s rovnotlakými stupni (akční stupeň). Rotor na obrázku 7.b je proveden vysoustružením z jednoho kusu.takovéto provedení umožní poněkud zmenšit axiální délku stroje. U větších průměrů se kola zhotovují samostatně a nasazují na hřídel, buď nalisováním či pojištěny svarem [3]. Obr. 7 rotorů: a) bubnový typ rotoru (vlevo), b) kolový typ rotoru (vpravo) [3] - 7 -
Rotory bubnového typu se používají pro turbíny s přetlakovými stupni. Tyto rotory mohou být zhotoveny z jednoho výkovku. Pro větší namáhání jsou určeny rotory svařované z plných nevrtaných disků. Takové rotory se používají u moderních vysokootáčkových turbín. Rotory parních turbín je nutno po zalopatkování pečlivě vyvážit a to jak staticky, tak dynamicky. Rotory bubnového typu jsou obvykle dosti tuhé, takže jejich kritické otáčky leží nad provozními. U rotorů rovnotlakých turbín (kolový typ) tomu bývá naopak a provozní otáčky jsou vyšší než kritické, jde o rotor elastický.u jednostupňových turbín malých výkonů je volba tuhosti rotoru vždy kompromisem [3] V případě malých jednostupňových turbín existují dva typy uložení rotoru vzhledem k poloze oběžného kola, které je umístěno mezi ložisky nebo letmo (obr. 8). Koncepce mezi ložisky se používá pro turbíny vyššího výkonu, zároveň zaručuje vyšší odolnost proti kmitání rotoru. Letmé uložení se používá pro nejmenší výkony vysokootáčkových strojů, mnohdy s použitím integrované převodovky, kdy je mezi ložisky umístěn pastorek. Při tomto uspořádání jsou ložiska umístěny pouze na jedné straně, čímž odpadá použití jedné ucpávky a konstrukce se zjednoduší. Obr. 8 Typy uložení: a) uložení mezi ložisky b) letmé uložení[7] Konstrukční řešení uložení rotoru a oběžného kola zadaného stroje bude mezi ložisky, vzhledem ke své hmotnosti a schopnosti tlumit kmitání rotoru. Oběžné kolo bude nasazeno na rotor s určitým přesahem tak, aby se při rotaci neuvolňovalo a zajištěno opět nalisovaným kroužkem (obr. 9). Obr. 9 Rotor s nalisovaným oběžným kolem [6] - 8 -
5.4 Volba ložisek V praxi existují dva základní typy ložisek, principiálně zachycují přenosy sil při vzájemném pohybu rotujících součástí nebo jejich posuvu. Jedná se o ložiska valivá a kluzná. Valivá u energetických turbín se téměř nevyužívají. Minimálně pouze u turbín nejmenších výkonu a jednoduché konstrukce, kde je zaručena dobrá přístupnost pro pravidelnou výměnu ložiska. Jejich životnost je tedy nízká, z důvodu vysoké teploty hřídele pod ložiskem, snesou pouze malé obvodové rychlosti a malé teplotní dilatace. Výhoda těchto ložisek je, že nepotřebují stálý přísun mazacího oleje, čímž odpadá celé olejové hospodářství.[3] Kluzná jsou výhradně používána u všech typu turbín. Pracují na hydrodynamickém principu, kde mezi hřídelem a pánví ložiska je vrstva olejového filmu, potřebují přísun tlakového oleje, což znamená složité olejové hospodářství. Potřebují nouzové zásobování oleje při výpadku hlavního čerpadla, jinak hrozí vážná havárie stroje [3]. Dělí se na: - Radiální nosná ložiska, jsou horizontálně dělena pro snadné revize a montáž. - Axiální - zachycují osovou sílu působící na rotor a zajišťují jej axiálně. Pro tento stroj bude použito kluzných ložisek, kde přední ložisko bude radiálně - axiální, a zadní bude čistě radiální. Možné provedení viz obr. 0. Obr. 0 Radiálně axiální ložisko [6] - 9 -
5.5 Volba ucpávek U parních strojů se obvykle používají dva typy parních ucpávek. Slouží k těsnění mezi statorovými a rotorovými částmi parní turbíny a mezi vnitřkem a vnějškem turbínové skříně. Dotykové (kontaktní) ucpávky výhradně používané pro stroje velmi malých výkonů a nízkých otáček, které se vyznačují jednoduchou konstrukcí, kde je možná jednoduchá výměna ucpávky. Oproti labyrintovým ucpávkám mají menší průtok páry, jsou rozměrově malé. Jejich životnost je ovlivněna velikostí obvodové rychlosti a dynamickými účinky rotoru. Materiál na bázi uhlíku. Bezdotykové (labyrintové) ucpávky jsou výhradně používány ucpávky labyrintového typu. Tato konstrukční řešení je nejpoužívanější v parních turbínách.oproti dotykovým ucpávkám mají mnohem menší účinnost avšak neomezenou životnost. Ve statorové části je vysoustružen systém výstupků zvaných hradeb. Malé vůle jsou dosaženy pomocí tenkých plechů, zatemovaných do drážek v rotoru. Existuje ve dvou provedeních a to s pravým a nepravým labyrintem viz obr.. Obr. Typy ucpávek: a) pravý labyrint b) nepravý labyrint[7] V navrhované konstrukci trubíny budou použity bezdotykové ucpávky s pravým labyrintem viz možné provedení obr.. Obr. Možné provedení ucpávky[6] - 0 -
5.6 Regulace výkonu parní turbíny Je jednou z nejdůležitějších částí regulačního zařízení turbíny.úkolem regulace parní turbíny je přizpůsobovat její výkon okamžité potřebě tak, aby bylo dosaženo maximální hospodárnosti. Ze vztahu pro výkon turbíny vyplívá, že změny výkonu P SV M. H iz. η td,sv P SV... svorkový výkon M... hmotnostní průtok H iz... izoentropický spád ve stupni η td,sv... termodynamická účinnost a účinn. na spojce lze dosáhnout změnou jakékoliv veličiny na pravé straně rovnice. Podle konstrukčního provedení regulace se pak ovlivňuje jedna nebo více těchto veličin. Rozeznáváme pak tři základní druhy regulace výkonu: - regulace škrcením vstupní páry - regulace skupinová - regulace klouzavými parametry Regulace škrcením vstupní páry znamená, že turbína není vybavena regulačním stupněm a již u prvního stupně využívá totální ostřik. Při této regulaci se veškerá pára vede přes spouštěcí ventil, který škrcením páry snižuje tepelný spád, hmotnostní průtok a tím výkon. Dříve se používala u malých turbín, v současné době se využívá pro turbíny velkých elektrárenských celků s málo proměnným zatížením, např. v jaderných elektrárnách [3]. Regulace klouzavými parametry je přímé přizpůsobení tlaku vstupní páry žádaného hmotnostního průtoku páry, který odpovídá požadovanému výkonu. Regulace se děje na straně kotle a to hmotnostním tokem napájecí vody a množstvím paliva přiváděného do kotle [3]. Skupinová regulace je nejpoužívanějším druhem regulace. Využívá se pro široké spektrum výkonů a typů turbín. Regulace výkonu se provádí změnou hmotnostního průtoku, který je přiváděn do komory regulačních ventilů a odtud dýzovými skupinami do regulačního stupně[3]. Požadavky na regulační ventily je nízká tlaková ztráta a krátká odezva. V praxi se nejčastěji používají tři koncepce regulačních ventilů: samostatné pohony každého ventilu výhoda je schopnost rychlé reakce na změny a možnost představit zdvih ventilu řídícím programem. Nevýhodou je vyšší cena. pákový převod (společná hřídel) nižší náklady, jeden servopohon, rychlá reakce na změny.nevýhoda je větší hmotnost a montážní zásah při změně zdvihů. trámcová regulace (obr. 3) jednoduchá konstrukce, nižší pořizovací náklady, použití pro více regulačních ventilů, schopnost rychlé reakce. Nevýhodou je nutnost odstavení turbíny a demontáž ventilové komory při změně zdvihu, který se také nedá během provozu nijak měřit. - -
Vzhledem k velkému hmotnostnímu průtoku vyplívající ze zadaní a s přihlédnutím na co nejnižší pořizovací náklady, jednoduchému konstrukčnímu řešení bych volil regulaci trámcovou (obr.3). Obr. 3 Trámcová regulace [6] 5.7 Skříň turbíny Je základní nosná část pevných součástí turbíny obvykle válcového tvaru. Je opatřena nálitky hrdel vstupů a výstupů páry a konzol pro uložení na základ. Složí k uchycení regulačních ventilů, vstupních dýz, rozváděcích lopatek, ucpávek a dalších částí. Skříně mohou být buď svařované ( u malých turbín) nebo odlévané, které jsou na výrobu podstatně náročnější, tedy dražší. Vzhledem k nízkým tlakům a teplotám, kterým bude skříň vystavena jsem zvolil koncepci svařované skříně. Na obrázku 4 je možné provedení skříně v řezu s pohledem na jednotlivé dýzové komory. Je dělena v horizontální rovině. Spodní část je uložena pomocí patek na předním a zadním ložiskovém stojanu. 5.8 Olejové hospodářství Olej se u parních turbín používá pro mazání a chlazení ložisek. Dále pak pro hydraulickou regulaci turbíny, ta však vyžaduje vyšší provozní tlaky, takže je od systému chlazení a mazání ložisek oddělena samostatně. Mazací systém se skládá z olejové nádrže, hlavním, záložním a nouzovým čerpadlem, olejovým filtrem, odsavačem olejových par, chladičem oleje, potrubím a armaturami. Během provozu stroje při jmenovitých otáčkách je olej dopravován do mazacího systému hlavním olejovým čerpadlem. Nouzový systém je možné realizovat při výpadku proudu pomocí spádové nádrže s objemem potřebným pro doběh stroje. U malých turbín může být olejová nádrž vestavěna do základového rámu turbíny. Čerpadla mohu uvažovat odstředivé, vřetenové vertikální provedené v bloku s elektromotorem. Možné provedení olejového schématu je v kapitole 4.. - -
Obr. 4 Svařovaná skříň turbíny v řezu [6] 6. Termodynamický výpočet 6. Vstupní parametry turbíny pro výpočet Prováděný výpočet je spočítán na jmenovité hodnoty vyplívající ze zadání, pro něž je tato turbína koncipována. Pro její malý entalpický spád je volen typ kola A. Jmenovitý tlak před RZV p,55 Mpa Jmenovitá teplota páry před RZV t 45 C Jmenovitý tlak výstupní páry p,06 Mpa Jmenovitý hmotnostní průtok do turbíny M J 60 t/h 6,67 kg/s Otáčky n 300 min - 6. Předběžný výpočet Cílem předběžného výpočtu regulačního stupně je stanovení základních a výkonových charakteristik turbíny. Předpokládám určitá zjednodušení jako jsou geometrické tvary lopatek, čistě rovnotlaké lopatkování s nulovou reakcí. []. Předběžný i detailní výpočet je proveden dle lit. []. Průběh takové expanze je znázorněn na obr. 5. - 3 -
Obr. 5 Předběžný návrh expanze páry v RS [] 6.. Parametry páry pro předběžný výpočet - tlaková ztráta na RZV: x p 4 przv p,55 0, 6MPa 00 00 x p podíl tlakové ztráty na regulačních RV a RZV x p 4% - tlak za RZV: ' p p przv, 488MPa 0 Určení stavů páry v jednotlivých bodech. Termodynamický výpočet byl proveden v programu MS Excel s vloženými parními tabulkami (X Steam.6). Tyto tabulky jsou volně dostupné na www.x-eng.com. - stav páry na vstupu do turbíny i 0 0 s v ' fi ( t, p ) fi (45;,488) 9,54kJ / kg 0 0 ' fi ( t, p0) fi (45;,488) 6,693kJ / kgk ' 3 fi ( t, p0) fi (45;,488) 0,5m / kg - izoentropická teplota na výstupu z oběžného kola t iz tiz ft ( p, s0 ) ft (,06;6,693) 05, 853 C iz iiz ft ( p, s0 ) ft (,06;6,693) 839,004kJ / i kg - 4 -
- izoentropický spád na stupni: hiz i0 iiz 9,54 839,00 73,54kJ / kg - ztráta na dýze: z0 pr ( ϕ ) hiz ( 0,96 ) 73,54 5,766kJ / kg Rychlostní ztrátový součinitel pro dýzu: φ 0,96. Hodnota volena dle lit. []. - předběžný spád na stupeň: hpr hiz z0 pr 73,54 5,766 67,775kJ / kg - stav páry za dýzou i i hpr 9,54 67,775 844,770kJ / kg 0 ft ( p, i ) ft (,06;844,770) 08, 36 3 ft ( p, i ) ft (,06;844,770) 0,98m / t v C kg 6.. Určení rychlostního poměru a středního průměru lopatkování - kritický tlak pro přehřátou vodní páru ' p kr 0,546 p 0,546,488 0, 8MPa 0 - kritický poměr a typ proudění: p π p,06,488 ' 0 0,7 Je splněna podmínka p pkr a π 0,8 - z toho vyplívá dle [], že nedochází ke kritickému proudění, tzn. dýza nerozšířená. - rychlost na vstupu do dýzy: c 0 40 m/s Volím dle doporučení (30-50 m/s) dle lit. []. Ověřeno výpočtem pro zadané potrubí DN 300, kap. X.X. - předběžná teoretická rychlost páry za dýzou: c iz hiz 000 + c0 73,54 000 + 40 385,59 386m / s - 5 -
- rychlostní poměr: Ideální rychlostní poměr odečtený z grafu na obr. 6 má hodnotu 0,46-0,47. Pro tyto hodnoty vychází velký střední průměr lopatkování. u / c iz 0,46 - střední průměr lopatkování: D u c iz c iz πn 385,6 0,46 π 50,3, m Z konstrukčních a ekonomických důvodů, i za cenu snížení obvodové účinnosti stupně, volím u/c iz tak, aby střední průměr lopatkování byl roven D m, pak zpětným přepočtem: u / c iz 0,4 D u c iz c iz πn 385,6 0,4 π 50,3,00m 6..3 Výpočet délky lopatek - délka výstupní hrany rozváděcí lopatky při totálním ostřiku: v 0,98 l0 t M j 6,67 0, 04m π D c iz ϕ sinα π 386 0,96 sin,5 Úhel α volím dle použitých dýzových lopatek, jejichž volba bude dále upřesněna v detailním výpočtu. - součinitel δ: δ c a u c n 000 0,4 0,467 0, 300 D 000 iz 0, 0,0483 c/a je experimentální konstanta, pro A-kolo dle lit.[x] je c/a 0,467 - součinitel α: b/a je konstanta, pro A-kolo dle lit.[x] je b/a 0,0398 s je součinitel zohlednění parciálního ostřiku, volen je parciální ostřik v celku (s ), vzhledem ke konstrukčnímu řešení turbíny viz obr.6. - 6 -
Obr. 6 Dělení parciálního ostřiku [] α b a s D + δ D 3,37 0,0398 + 0,0483 - optimální délka lopatky: lopt α l0 t 3,37 0,04 00 4, 06cm Skutečná délku lopatky lo určíme zaokrouhlením optimální délky lopatky l opt na celé jednotky mm. lopt 4,06 cm > lo 4, cm podmínku lo mm splňuje (z důvodu zajištění malých okrajových ztrát) - redukovaná délka lopatky: L l + l o opt l o red, 8 δ l o 4, 4, + 0,0483 4, 4,06 cm - parciální ostřik: l ε ot 00 0,04 00 0,347 l 4, o - 7 -
6..4 Určení obvodové účinnosti a výpočet výkonu stupně - redukovaná obvodová účinnost ηu: ηu odečteme z grafu na obr.7 pro příslušné hodnoty u/c iz 0,4 a L red (mm), po odečtení vyšla hodnota ηu 0,73. Obr. 7 Redukovaná účinnost regulačního stupně [] - absolutní ztráta třením a ventilací: z k 6,67 0,98 5 M v - poměrná ztráta: ξ z 0,303 73,54 5 5 h iz 0,004 0,303 - vnitřní účinnost regulačního stupně: η tdi ηu ξ5 0,73 0,004 0,759 - vnitřní výkon stupně: Pi M hiz ηtdi 6,67 73,54 0,759 889,87 890kW - 8 -
Obr. 8 Ztráta třením aventilací regulačního stupně [] - koncový bod expanze ve stupni: i c0 40 i0 + η tdi hiz 9 + 0,759 73,54 859,96kJ / kg - 9 -
6.3 Detailní výpočet Z předběžného výpočtu jsou známy základní geometrické a výkonové charakteristiky. Můžeme tedy přestoupit k detailnímu výpočtu a stanovit přesné geometrické a výkonové charakteristiky. Jsou známy tyto hodnoty: střední průměr lopatkování D [m],0 optimální poměr u/c iz [-] 0,4 celkový tepelný spád na stupeň h iz [kj/kg] 73,54 otáčky rotoru turbíny n [s - ] 50,33 tlak páry za regulačním stupněm p [bar] 0,6 tvar dýzy vzhledem ke kritickému proudění nerozšířená kritický tlak p kr [bar] 8, přibližná délka lopatky l 0 [m] 0,04 stupeň parciálního ostřiku ε 0,354 jmenovitý hmotnostní průtok páry M j [kg/s] 6,67 6.3. Upřesnění průběhu expanze Nyní spočítám jednotlivé tepelné spády statoru a rotoru, a určím jednotlivé body expanze dle obrázku 9. Obr. 9 Průběh expanze v A kole [] - 30 -
- volba stupně reakce: voleno pro počátek výpočtu ρ 0,05, přepočtem pro lepší účinnost stupně a lepšímu rozdělení zpracovávaných spádů na jednotlivých řadách jsem zvolil ρ 0,08. - rozdělení jednotlivých tepelných spádů S hiz ( ρ) hiz ( 0,08) 73,54 67,657kJ / kg R h ρ h 0,08 73,54 5,883kJ kg iz iz / - hodnoty entalpie v jednotlivých bodech izoentropické expanze: S i iz i0 hiz 9,544 67,657 844,887kJ / kg R i i h 844,887 5,883 839,004kJ kg iz iz iz / - hodnoty tlaků v jednotlivých bodech expanze: p p f ( iiz, s ) f p (839,004;6,693) 0 kontrola proudění: f ( p i iz, s ) f p(844,887;6,693) 0, 90bar 0 - kritický poměr tlaků: p 0, 599bar p 0,90 π 0,73 0,546 4,88 p p, 0 0,90 p KR 8,4 Z uvedeného vyplívá, že jde o proudění podkritické []. 6.3. Výpočet rychlostních trojúhelníků volba výstupních úhlů rotorových lopatek a dýz Jak bude uvedeno níže, volba výstupního úhlu byla volena dle literatury []. Opět ale hodnoty byly upřesněny opakováním výpočtu, který slouží pro určení typu dýz a oběžných lopatek. Volba typu lopatkování je uvedena v kapitole 6.3.6. dýza: α,5 oběžná lopatka: β 9, - 3 -
Obr. 0 Rychlostní trojúhelníky s označením rychlostí a úhlů [] Výstupní rychlosti z dýzy - teoretická absolutní rychlost na výstupu z dýzy: c ( ) h 000 + c ( 0,08) 73,54 000 + 40 370,0 370m / s iz iz 0 ρ - volba rychlostních součinitelů Nejprve rychlostní součinitele navrhnu dle lit. [], vypočtu s nimi zbývající úhly β, α.úhly α, β jsou dány tvarem lopatek. Poté upřesním rychlostní součinitele odečtením hodnot z obrázku a znovu přepočítám. ϕ ϕ 0,96 ϕ ψ 0,9 Obr. Závislost velikostí rychlostních součinitelů [3] - 3 -
- skutečná absolutní rychlost na výstupu z dýzy: c ϕ c iz 0,96 370 355,9 355m / s - obvodová rychlost: u π D n π 50,3 58,7 58m / s - relativní rychlost páry na výstupu z dýzy: w c + u c u cosα 355 + 58 355 58 cos,5 0,73 03m / s - průmět rychlostí do obvodového směru: c u c cosα 355 cos,5 348,348 348m / s w c u 348 58 90m s u u / - složky rychlostí do axiálního směru: c a w a c sinα 355 sin,5 69,56 70m / s - výstupní úhel relativní rychlosti z dýzy: w u 90 β arccos arccos 0, 3 w 0 Výstupní rychlosti z oběžné lopatky: - teoretická výstupní relativní rychlost páry: w iz ρhiz + w 0,08 73,54 + 03 6,757 7m / s - skutečná relativní rychlost páry: w ψ w iz 0,9 7 95,08 95m / s - absolutní rychlost páry na výstupu z oběžné lopatky: c w + u wu cos(80 β ) 95 + 58 95 58 cos9, c 70m / s 69,007m / s - 33 -
-složky rychlostí do obvodového směru: w u w cos β 95 cos9, 84,34 84m / s c w + u 84 + 58 6m s u u / - složky rychlostí do axiálního směru: c a w a w sin β 95 sin9, 63,834 64m / s - výstupní absolutní úhel proudu oběžné lopatky: ca 64 α 80 arctg 80 arccos 80 67,67, 33 c 6 u Rychlostní trojúheníky regulačního stupně [m/s] 400 350 300 50 00 50 00 50 0 0-50 -00-50 -00-50 c w c 50 w [m/s] u u 00 w relativní rychlost na výstupu z dýzy w relativni rychlost na vystupu z obezne rady u obvodová rychlost c absolutní rychlost na výstupu z dýzy c absolutni rychlost na vystupu z obezne rady u obvodová rychlost Obr. Rychlostní trojúhelníky regulačního stupně[7] 6.3.3 Výpočet průtočných průřezů stupně: Energetické ztráty v jednotlivých bodech expanze: - rozváděcí mříž: c iz 370 z0 ( ϕ ) ( 0,96 ) 5,367kJ / kg - oběžná lopatková řada wiz 7 z ( ψ ) ( 0,9 ) 4,463kJ / kg - ztráta výstupní rychlostí: c 69 z c,38kj / kg - 34 -
Parametry páry v jednotlivých bodech expanze: - parametry v bodě : i i iz + z 844,887 + 5,367 850,55kJ / kg 0 v t p ( p s 3 f p ( i, p ) f p (850;0,90) 0,94 m / kg f i, p ) f (850;0,90), 97 C f p ( i, p ) f p (850;0,90) 6,703kJ / kgk - parametry páry v bodě : R i i hiz + z 850,55 5,883 + 4,463 848,835kJ / kg 3 v f ( i, p ) f (848;0,6) 0,99 m kg t s p p / f p ( i, p ) f p (848;0,6) 09, 99 C f p ( i, p ) f p (848;0,6) 6,73kJ / kgk - výstupní délky lopatek dýzy: M v 6,67 0,94 l0 6,67 0, 0479m π D ε c sinα π 0,347 355 sin,5 zaokrouhlím na celé číslo l 0,0479m 4,79mm 4mm 0 - vstupní délka oběžné lopatky: l l l0 + l l přesah lopatek, je volen v rozmezí -4mm l l 4 + 4 46mm 0, 046m Obr. 3 Nerozšířený průtočný kanál A kolo[] - 35 -
6.3.4 Výpočet obvodové účinnosti stupně V předchozím výpočtu byly určeny následující ztráty: z 5,367kJ / kg 5367J / kg 0 z 4,03kJ / kg 4463J / kg z c,637kj / kg 38J / kg - obvodová účinnost: c 0 h 000 iz + z0 z z au au E0 c0 c0 hiz 000 + hiz 000 + 40 73,54 000 + 5367 4463 38 0,836 40 73,54 000 + η u c 6.3.5 Výpočet termodynamické účinnosti a výkonu trubíny - ztráta třením (ventilací): k tř - konstanta tření (volena dle lit.[zatim F..], možná i obrázek) k tř 0,005 - průtočný průřez: S π D l ε α π sin 0,046 0,347 sin,5 0, 0098 m - poměrná ztráta ventilací: ξ k D u 3 0,005 0,0098 58 73,54 000 5 tř S h iz 3 0,0357 - ztráta parciálním ostřikem: Skládá se ze dvou ztrát vznikajících ventilací neostříknutých lopatek ξ 6 a ze ztrát vznikajících na okrajích ostřiku ξ 6 []. ξ + 6 ξ6 ξ6-36 -
- ztráta ventilací neostříknutých lopatek: 0,065 ε 0,5ε ξ6 sinα ε kryt u h iz 3 Vztah platí pro provedení zakrytí oběžného kola neostříknutých lopatek. ε kryt ε 0,347 0,653 ξ 6 0,065 ε 0,5ε sinα ε kryt h 0,065 0,347 0,5 0653 sin,5 0,347 u iz 3 58 73,54 000 3 0,05 - ztráty na okrajích pásma ostřiku: ξ cl 0,5 S 6 u zsegm h iz 30 0,046 0,5 0,0098 u η 58 73,54 000 0,836 0,03 c[m] délka tětivy oběžné lopatky l [m] délka výstupní hrany oběžné lopatky zsegm počet segmentů po obvodě viz obr. 4 Obr. 4 Počet segmentů po obvodě[] - celková ztráta parciálním ostřikem: ξ6 ξ6 + ξ6 0,05 + 0,03 0,0338-37 -
- ztráta radiální mezerou: ξ δ 7 ekv ρs π ( D + l0) ηu ρ S Jde o provedení lopatkové řady s bandáží dle obrázku 5. δ a, 5mm... axiální vůle δ r 0, 85mm... radiální vůle z r 3... počet břitů bandáže Obr. 5 Lopatka s bandáží [7] - ekvivalentní vůle: δ ekv 4 δ a 7 z +,5 δ r r 4 0,00085 +,5 3 0,00,383 0 - stupeň reakce na špici lopatky D l ρ š ( ρ) D + l - pak radiální ztráta: 0,046 ( 0,08) + 0,046 0,0 ξ 0, 0,08 π ( + 0,04) 0,0098 7 5 7,383 0 0,836,39 0-38 -
- termodynamická účinnost: h au z5 z6 z7 ηtdi ηu ξ5 ξ6 ξ7 0,836 0,0357 0,0338,39 0 E E η tdi 0 0,766 0 5 - vnitřní výkon stupně: Pi M hiz ηtdi 6,67 73,54 0,766 939,3 940kW - koncový bod expanze ve stupni: i c0 i0 + η 40 tdi hiz 9,54 + 0,766 73,54 857kJ / kg 6.3.6 Volba lopatek a jejich rozměrů Určení počtu dýz a jejich rozměrů Typ dýzové lopatky jsem zvolil dle předchozích výpočtů v kapitole 6, které byly nejprve počítány s předběžnými hodnotami a následně upřesněny již známými hodnotami z charakteristických geometrických rozměrů konkrétního typu dýzy 5D/54. Typ dýzy byl konzultován s vedoucím diplomové práce a taky s odborníky firmy Ekol [6]. Obr. 6 Charakteristické rozměry lopatek [] Dýzová lopatka: označení 5D/54 úhel nastavení profilu γ 54 délka tětivy c 5 mm poměrná rozteč s/c 0,6 Poměrná rozteč vychází z lit. [5] po odečtení hodnot pro výstupní uhel α a úhel nastavení profilu γ. - 39 -
- šířka dýzy (axiální průmět): B c cosγ 5 cos54 4, 69mm - rozteč lopatek : s s c 5 0,6 5, 5mm c - jednotkový průtok minimálním průřezem: hmotnostní průtok m 6,6 kg/s tlak před dýzami p o 4,88 bar měrný objem v o 0,5 m 3 /kg konstanta pro přehřátou páru χ max 0,6676 kritický tlakový poměr π KR 0,5457 tlakový poměr π 0,73 σ χ max 909,5 p o 0 v 0 6 π π π KR KR 0,667 6 0 4,88 0,5 0,73 0,5457 0,5457 - minimální průtočný průřez dýz: M j 6,6 Smin 0, 0087m σ 909 - průtočný průřez jedné dýzy: délka lopatek rozváděcí dýzy l 0 0,044 mm výstupní úhel proudu dýzy α,5 rozteč dýz s 0,055 mm S d s sinα l 4 0 0,055 sin,5 0,044,33 0 m - počet dýz: 3 S min 8,7 0 z 65,37 dýz d S,33 0 66 4 d Vzhledem k velkému počtu dýz bych volil rozdělení do čtyř dýzových skupin. Na obr.7 je ukázka dýzového segmentu. - 40 -
Obr. 7 Ukázka konstrukčního řešení dýzového segmentu [6] Určení počtu oběžných lopatek a jejich rozměrů Typ rotorové lopatky byl konzultován s vedoucím diplomové práce a taky s odborníky firmy Ekol [6]. Rotorová lopatka: označení 30TR-9. úhel nastavení profilu γ [ ] šířka lopatky B [mm] 30 rozteč s/c [-] 0,7 Stanoví se přibližně poměr s/c na základě zkušeností z praxe při návrhu regulačního stupně,kdy by mělo přibližně platit, že rozteč lopatek je,33 krát větší než rozteč dýz, dále se spočte počet lopatek, který však musí být dělitelný třemi a nejlépe liché číslo, jelikož se obvykle provádí zalopatkování rotoru ve svazku po třech, z důvodu nebudících se torzních kmitů lopatek. Nyní zpětně přepočítám poměr s/c tak, aby se blížil již zmiňovanému celému číslu počtu lopatek v závisloti na rozteči s při změně s/c. - délka tětivy lopatky: B 30 c 30, 56mm cosγ cos - rozteč lopatek s s c 30,56 0,7,4 c - 4 -
- počet lopatek π D z s π 46,68 47 0,04 Zaokrouhlím na celé číslo, jak bylo poznamenáno, dělitelné třemi. 7. Charakteristiky turbíny 7. Závislost obvodové účinnosti, středního průměru lopatkování na u/ciz ηu f ( u / ciz ) D f u / c ) D η u ( iz u c iz c iz πn cos β u u ϕ ψ cosα cos β ciz c iz Vstupní hodnoty: c iz 385m / s ψ 0, 9 β 0, 3 ϕ 0,96 α, 5 60, 9 Graf byl sestrojen na základě hodnot uvedených v příloze 4. Graf na obr. 8 ukazuje, že i při neideálním rychlostním poměru si stupeň zachovává vysokou obvodovou účinnost. β 7. Závislost obvodové účinnosti na úhlu α η u f ( α ) η u cos β u u ϕ ψ cosα cos β ciz c iz Vstupní hodnoty: c iz 385m / s ψ 0, 9 β 0, 3 ϕ 0,96 u / 0, 4 β 60, 9 c iz Jak vyplívá z grafu na obr. 9 je snaha navrhovat úhel α co nejmenší. Při velmi malých úhlech by však narůstala délka rozváděcí lopatky. Tabulka hodnot viz příloha 4. - 4 -
Závislost obvodové účinnosti a středního průměru lopatkování na rychlostním poměru ηu [-] 0,9 0,85 0,8 0,75 0,7 0,65 0,6 0,55 0,5 0,45 0,4 0,35 0,3 0,5 0, 0,5 0, 0,05 0 ηu D 0,6 0,4 0, 0 0 0,05 0, 0,5 0, 0,5 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 0,55 0,6 u/ciz [-],4, 0,8 D [m] ηu - obvodová účinnost D - střední průměr lopatkování Obr. 8 Graf závisloti ηu ad na u/ciz [7] 0,85 Závislost obvodové účinnosti na výstupním úhlu α 0,84 0,83 0,8 0,8 ηu [-] 0,8 0,79 0,78 0,77 0,76 0,75 7 9 3 5 7 9 α [ ] ηu - obvodová účinnost Obr. 9 Závislost obvodové účinnosti na výstupním úhlu [7] - 43 -
7.3 Závislost délky výstupní hrany dýzy: l 0 f ( ε ) l 0 M v π D ε c sinα ξ6 f ( ε ) ξ 6 ξ6 + ξ6 0,065 ε 0,5ε u 3 cl u η kryt ξ 6 6 0,5 u zsegm sinα ε h S iz h iz Vstupní hodnoty pro výpočet l 0 : M j 6,6kg / s ε 0, 347 c 355m / s 3 D m α, 5 v 0, 93m kg Vstupní hodnoty pro výpočet ξ 6 : u 58m / s l 0, 046m η u 0, 836 h iz 73,54kJ / kg c 0, 03m z ξ Jak ukazuje graf na obr. 30, délka výstupní hrany klesá společně se ztrátou parciálním ostřikem při zvyšování parciálního ostřiku. Při tomto zvyšování musíme dát pozor, aby nevycházely příliš krátké lopatky, které zapříčinily růst okrajových ztrát lopatkové mříže. Tabulka vypočtených hodnot viz příloha 4. segm 7.4 Spotřební charakteristika turbíny P f (M ) P M j h iz ηtdi M M - chod na prázdno (volím 0, []) 0 j k 0 M 6,6 0, 3,3kg / s t / h 0 Vstupní hodnoty pro výpočet: M j 6,6kg / s h iz 73,54kJ / kg η 355m s tdi / Graf na obrázku 3 znázorňuje teoretickou závislost výkonu na hmotnostním průtoku. V praxi se projeví ztráty škrcením páry při průchodu regulačními ventily ne zcela otevřenými, tzv. ondulačními křivkami.tabulka hodnot opět přiložena viz příloha 4. - 44 -
Závislost délky výstupní hrany dýzy a ztráty parciálním ostřikem na velikosti parciálnho ostřiku lo [m] 0,6 0,4 0, 0, 0,08 0,06 0,04 0,0 0 ξ6 lo 0 0, 0, 0,3 0,4 0,5 0,6 ε [-] 0,4 0, 0, 0,08 0,06 0,04 0,0 0 ξ6 lo - délka výstupní hrany dýzy ξ6 - ztráta parciálním střikem Obr. 30 Graf závisloti l0 a ztráty parciálním [7] Závislost výkonu na průtokovém množství P [kw] 000 900 800 700 600 500 400 300 00 00 0 5 0 5 30 35 40 45 50 55 60 65 M [t/h] PM*ηtdi Obr. 3 Teoretická spotřební charakteristika turbíny [7] - 45 -
8. Výpočty vybraných uzlů turbíny 8. Výpočet ucpávky: známé hodnoty: střední průměr na ucpávce [m] 0,5 tlak před ucpávkou [bar],06 tlak za ucpávkou [bar] 0,98 měrný objem páry před ucpávkou [m 3 /kg] 0,83 počet břitů ucpávky [-] 54 tloušťka břitu ucpávky [mm] 0,3 konstanta materiálu B [-],35 rozteč hradeb ucpávky t [mm] 7 - radiální vůle: d 5 δ B + 0,5,35 + 0,5 0, 4mm 000 000 - poměr radiální vůle ku tloušťce břitu: δ 0,4,395,4 0,3 - poměr tlaků: π p p 0,65 0,94,06 - kritický poměr tlaků: π KR 0,8 z +,5 0,8 54 +,5 0,0 Poměr tlaků π je větší než π KR, tudíž na posledním břitu ucpávky nedochází ke kritickému proudění. - průtočný průřez ucpávky: S d δ π π 000 000 5 000 0,4 000,6 0 4 m - 46 -
- hmotnostní průtok ucpávkou: M µ S p p p v z 0,7,6 0 4,06 0,98 0,048kg / s,06 0,83 54 Průtokový součinitel µ0,7 odečteno z grafu v lit. []. - délka celé ucpávky: z 54 l ucp t 0,007 0, 89m 8. Výpočet osové síly známé hodnoty: axiální složka rychlosti c a [m/s] 69,53 axiální složka rychlosti c a [m/s] 63,83 hmotnostní průtok páry M [kg/s] 6,6 střední průměr lopatkování [m] tlak za dýzou p [bar] 0,9 tlak za oběžnou lopatkou p [bar] 0,6 délka oběžné lopatky l l [mm] 44 - složka síly působící na lopatku: F al M ( c a c a ) + πdl ( p p ) 6,6(69,53 63,83) + π 0,044(0,9 0 5 5 0,6 0 ) 474,3N Vzhledem k tomu, že oběžné kolo bude provrtané kvůli vyrovnání tlaků, odpadá síla od plochy stěny oběžného kola. Běžně používaná ložiska (např. fa GTW, Glacier) jsou schopny zachytit spočtenou sílu, při správném dimenzování ložiska. 8.3 Výpočet průměru vstupního a výstupního hrdla známé hodnoty: hmotnostní průtok páry M [kg/s] 6,6 měrný objem páry před dýzou v 0 [m 3 /kg] 0,5 měrný objem páry po expanzi v [m 3 /kg] 0,98 rychlost páry na vstupu c 0 [m/s] 40 rychlost páry ve výstupním hrdle c [m/s] 30 Vycházíme z rovnice kontinuity, ze které vyjádříme průměr hrdel. - 47 -
π D M S c v 4 vstup c v D 4 M v 4 6,6 0,5 j 0 vstup 0, 8 π c0 π 40 m 4 m v 4 6,6 0,98 D výstup 0, 374m π c π 30 Dle vypočtených hodnot volím vstupní potrubí DN 300 a výstupní DN 400. 8.4 Napětí od odstředivých sil v listu lopatky profil lopatky 30TR/9,. materiál lopatky XCrMoV- plocha profilu lopatky S [mm ] 60 měrná hmotnost materiálu lopatky ρ [kg/m 3 ] 7900 délka lopatky l [m] 0,045 otáčky rotoru n [s - ] 50,3 - odstředivá síla listu lopatky: Obr. 3 Rotorová lopatka 30TR [6] F ol ml rm ω - hmotnost lopatky ml 6 ml ρ l Sl 7900 0,045 60 0 0, 09kg - 48 -
- poloměr těžiště listu D r m 0, 5m - úhlová rychlost ω π n π 50,3 36,5 Fod ml rm ω 0,09 0,5 36,5 46,6 4, 6kN - tahové napětí v patním průřezu: F σ S 46,6 od tl 7, 78 pl 0,0006 MPa 8.5 Tahové napětí od bandáže materiál bandáže XCrMoV- šířka bandáže B b [m] 0,03 měrná hmotnost materiálu bandáže ρ b [kg/m 3 ] 7850 počet lopatek z [-] 47 tloušťka bandáže t b [m] 0,00 Obr. 33 Provedení lopatky s integrovanou bandáží [6] - 49 -
- odstředivá síla bandáže: F ob β π D S pb π β S pb ρ _ b ub ρb u z z r b - příčná plocha bandáže: S pb tb Bb 0,00 0,03 0,000064m součinitel zohledňující uložení bandáže β (0,75-,0), volím dle lit [] β0,85. - obvodová rychlost: l 0,045 ub ω R π n rm + + tb π 50,3 0,5 + 0, 00 u b 65,87m / s π β S pb π 0,85 0,000064 Fob ρb ub 7850 65,9 50, N z 47 - tahové napětí v listu lopatky od odstředivé síly bandáže: F σ S 50, ob tl, 93 pl 0,0006 MPa - celkové tahové napětí: σ t σ tl + σ tb 7,8 +,93 9,7 0MPa Materiál XCrMoV- běžně používaný pro lopatky parních turbín, svou pevností v tahu při tečení R mt pro 450 C dosahuje 43 MPa, což dostatečně vyhovuje. Výpočty namáhání byly provedeny pro běžně užívané materiály pro konstrukci parních turbín. Výpočet byl proveden pouze pro tahové napětí v patním průřezu lopatky od odstředivé síly. Dále je třeba zdůraznit, že lopatky jsou mimo jiné namáhány ohybem od odstředivých sil a ohybem od proudu páry. - 50 -
9. Závěr: Během vypracování diplomové práce jsem si výrazně prohloubil své teoretické znalosti v oblasti konstrukce a výpočtu parní turbíny. Velký význam měly především konzultace s pracovníky firmy Ekol, zejména ve výpočtovém oddělení. V této práci jsem se zabýval návrhem parní turbíny pro úpravu parametrů páry jako alternativa ke stávající redukční stanici, s cílem maximálního využití přeměny energie páry na elektrickou energii. Turbína bude v provozu při průtoku páry od 5-60 t/h. Při poklesu pod minimální hodnotu je pak v provozu redukční stanice. Provedl jsem termodynamický výpočet regulačního stupně dle zadaných parametrů. Zvolil jsem koncepci v provedení A kolo. Dále jsem navrhl projekční schéma zapojení turbíny od vstupního po výstupní parovod, schéma mazacího oleje turbíny a dále byly vypočteny vybrané uzly turbíny. Práce je zakončena návrhovým řezem turbíny. - 5 -
0. Seznam použitých zdrojů: [] FIEDLER, Jan. Parní turbíny návrh a výpočet.. vydání. Brno: Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., 004. 66 s. ISBN 80-4-777-9 [] ŠKOPEK, Jan. Parní turbína, Tepelný a pevnostní výpočet..vydání. Plzeň: Tiskové středisko ZČU,003. 59 s. ISBN 80-7043-59-X [3] KRBEK, Jaroslav. Tepelné turbíny a turbokompresory. vydání. Brno: VUT Brno, 987. 4 s. ISBN 55-599/-87 [4] KADRNOŽKA, Jaroslav. Lopatkové stroje.. vydání, upravené. Brno: Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., 003. 77 s. ISBN 80-704-97-. [5] KADRNOŽKA, Jaroslav. Tepelné turbíny a turbokompresory.. vydání. Brno: Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., 004. 308 s. ISBN 80-704-346-3. [6] firemní podklady PBS, Ekol s.r.o, Brno 00 [7] vlastní tvorba, Brno 00 [8] google.com - 5 -
. Seznam obrázků: Obr. Jednostupňová parní turbína [8]...0 Obr. Zjednodušené schéma zapojení TR a RS v parním oběhu [7]...3 Obr. 3 Expanze a škrcení v i-s diagramu [7]...3 Obr. 4 Projekční schéma zapojení TR [7]...4 Obr. 5 Projekční schéma mazacího oleje [7]...5 Obr. 6 Optimální rozsah použití axiálních stupňů turbín[3]...6 Obr. 7 rotorů: a) bubnový typ rotoru (vlevo), b) kolový typ rotoru (vpravo) [3]...7 Obr. 8 Typy uložení: a) uložení mezi ložisky b) letmé uložení[7]...8 Obr. 9 Rotor s nalisovaným oběžným kolem [6]...8 Obr. 0 Radiálně axiální ložisko [6]...9 Obr. Typy ucpávek: a) pravý labyrint b) nepravý labyrint[7]...0 Obr. Možné provedení ucpávky[6]...0 Obr. 3 Trámcová regulace [6]... Obr. 4 Svařovaná skříň turbíny v řezu [6]...3 Obr. 5 Předběžný návrh expanze páry v RS []...4 Obr. 6 Dělení parciálního ostřiku []...7 Obr. 7 Redukovaná účinnost regulačního stupně []...8 Obr. 8 Ztráta třením aventilací regulačního stupně []...9 Obr. 9 Průběh expanze v A kole []...30 Obr. 0 Rychlostní trojúhelníky s označením rychlostí a úhlů []...3 Obr. Závislost velikostí rychlostních součinitelů [3]...3 Obr. Rychlostní trojúhelníky regulačního stupně[7]...34 Obr. 3 Nerozšířený průtočný kanál A kolo[]...35 Obr. 4 Počet segmentů po obvodě[]...37 Obr. 5 Lopatka s bandáží [7]...38 Obr. 6 Charakteristické rozměry lopatek []...39 Obr. 7 Ukázka konstrukčního řešení dýzového segmentu [6]...4 Obr. 8 Graf závisloti ηu ad na u/ciz [7]...43 Obr. 9 Závislost obvodové účinnosti na výstupním úhlu [7]...43 Obr. 30 Graf závisloti l0 a ztráty parciálním [7]...45 Obr. 3 Teoretická spotřební charakteristika turbíny [7]...45 Obr. 3 Rotorová lopatka 30TR [6]...48 Obr. 33 Provedení lopatky s integrovanou bandáží [6]...49-53 -
. Seznam použitého značení a indexů Použité značení označení jednotka výnam p [Pa] tlak t [ C] teplota M [kg/s] hmotnostní tok páry n [/s] otáčky i [kj/kg] entalpie s [kj/kgk] entropie v [m 3 /kg] měrný objem h [kj/kg] entalpický spád z [kj/kg] ztráta c [m/s] absolutní rychlost páry w [m/s] relativní rychlost páry u/c iz [-] rychlostní poměr u [m/s] obvodová rychlost D [m] střední průměr lopatkování l [m] délka lopatky P [W] výkon S [m ] plocha c [m] délka tětivy profilu s [m] rozteč lopatek B [m] šířka lopatky k [-] konstanta chodu na prázdno F [N] síla m [kg] hmotnost r [m] poloměr t [m] tloušťka σ [Pa] napětí π [-] tlakový poměr φ [-] rychlostní součinitel ψ [-] rychlostní součinitel ε [-] parciální ostřik α [ ] úhel absolutní rychlosti β [ ] úhel relativní rychlosti γ [ ] úhel nastavení profilu ξ [-] poměrná ztráta ρ [-] stupeň reakce ρ [kg/m 3 ] měrná hmotnost χ [-] konstanta pro přehřátou páru δ [m] radiální vůle [m] tloušťka břitu µ [-] průtokový součinitel - 54 -
Použité indexy: index výnam 0 vstup, body expanze RZV rychlozávěřný (ventil) iz izoentropický pr předběžný kr kritický t totální ostřik j jmenovitý opt optimální red redukovaný u obvodový tdi termodynamický i vnitřní S stator R rotor a axiální ekv ekvivalentní r radiální max maximální min minimální d dýza ucp ucpávka l lopatka o,od odstředivá t tahové p patní b bandáž - 55 -