poglavlje 4 - višestepene paren turbine

8/20/2019 Poglavlje 4 - Višestepene Paren Turbine

1/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.1

Poglavlje 4

VIŠESTEPENE PARNE TURBINE

4.1. KARAKTERISTIKE VIŠESTEPENIH TURBINA

Veoma često se procesi u toplotnim turbomašinama izvode u višestupnjeva. Kod višestepenih turbinskih postrojenja, fluidna energija sa istogfluida se sukcesivno prenosi na lopatice uzastopno poređanih kola, koja čineturbinske stupnjeve. Proces koji se ostvaruje je adijabatski sa trenjem, bezdovođenja toplote radnom fluidu u toku procesa i bez, praktično, većeg

odvođenja toplote u okolinu. Često se primjenjuju tehnička rješenja pomoću kojih se vrši dogrijevanje radnog fluida nakon prolaska krozodređeni broj stupnjeva.

Višestepene parne turbine izvode se akcionog i reakcionog tipa ilikombinovanog tipa, a prema namjeni kao kondenzacione i kaotoplifikacione sa regulisanim i neregulisanim oduzimanjem pare. Oveturbine, za razliku od jednostepenih, mogu biti izvedene za velike jediničnesnage i visoke parametre pare. Broj stupnjeva u višestepenim turbinamakreće se u dosta velikim granicama: od 3÷5 do 30 više. Ovaj broj zavisi od

parametara svježe i izrađene pare, njenog protoka kroz turbinu, od tiparegulacionih stupnjeva, zahtijevane ekonomičnosti i slično. Savremene

parne turbine često se izvode sa akcionim stupnjevima u oblasti povišenog pritiska pare i sa reaktivnim stupnjevima u TNP.

Jednostepene parne turbine su karakteristične za početak njihove primjene, za najmanje jedinične snage i za pogon rezervnih ili pomoćnihmašina, a služile su za pogon u akcidentnim situacijama. Savremene parne


2/58

Energetske mašine

Parne turbine4.2

turbine u termoelektranama i nuklearnim elektranama sada imajuraspoložive toplotne padove koje iznose i do 1600÷1800 kJ/kg , koji se nemože iskoristiti u jednom stupnju turbine. U jednom akcionom stupnjuturbine može da se iskoristi toplotni pad od 100120 kJ/kg .

Mogu se uočiti i druga ograničenja pri korišćenju (transformaciji)energije u parnoj turbini. Tako je obimna brzina 60n Du , ograničena

prečnikom D i brojem obrtaja turbine n. Broj obrtaja je definisantehnološkim zahtjevima, kao na primjer konstrukcijom električnog

generatora (broj polova) i frekvencijom, Hz. Prečnik je ograničen i saobimnom brzinom radnih lopatica odnosno centrifugalnom silom,

Ru P cf /2 . Razlog tog ograničenja je čvrstoća savremenih konstrukcijskih

materijala, koja bi mogla izdržati tako velika toplotna i mehaničkanaprezanja. Zbog toga se turbinska postrojenja i grade sa većim brojemstupnjeva, uz postepenu ekspanziju pare, pri čemu obimna brzina lopatica ukondenzacionim parnim turbinama sa više stupnjeva iznosi 120÷150 m/s, zavisoko i srednje pritisne stupnjeve, odnosno 350÷450 m/s, za niskopritisnestupnjeve. U osnovi valja imati u vidu da se zbog pomenutih ograničenjaobimna brzina u uzima manja od 600 m/s, a najčešće do 400 m/s. Pri tome je

u većini slu

čajeva Mahov broj manji od jedan.

Kako je vrijednost obimne brzine u ograničena na osnovu izborakarakteristike optimumcu 1/ , proizilazi da i brzina c1 mora biti

ograničena, pa i rad ekvivalentan kinetičkoj energiji 21c /2, koji može da se

ostvari u jednom stupnju turbomašine. To je i osnovni razlog za primjenuvišestupnih turbomašina, posebno parnih i gasnih, a takođe iturbokompresora. Kod akcionih turbina primjenjuje se princip stepenovanja

brzine (slike 1.45.a i 1.5.a) i stepenovanja pritiska (slika 1.41.a), dok sereakcione turbine izvode uvijek u višestepenim izvedbama (slika 1.7).Primjenjuju se i izvedbe turbina sa kombinovanim stupnjevima brzina i

pritiska u jednoj turbini, slika 4.1 i 4.2.

Uzdužni presjek kondenzacione parne turbine snage 12 MW (3000o/min), sa parametrima svježe pare 3,43 MPa i 435 0C , prikazan je na slici4.1. Protočni dio turbine sastoji se dvovjenčanog regulacionog stepena

brzine (Kertis) i 17 (7+10) stepeni pritiska. Turbina ima mlazničku


3/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.3

raspodjelu pare sa 4 regulaciona ventila, koje pogoni glavni servomotor. Uturbini su predviđena 4 neregulisana oduzimanja pare za zagrijavanjenapojne vode. Svi diskovi rotora su navučeni na vratilo u vrućem stanju iučvešćeni uzdužnim klinovima. Prednji ležaj turbine je radijalno-aksijalni,

pri čemu radijalni dio ležaja ima sferičan oblik (sampodesivi ležaj). Rotoriturbine i generatora su spojeni pomoću elastične spojnice. U kućištu zadnjegradijalnog kliznog ležaja ugrađen je specijalni pokazatelj promjenarelativnog širenja rotora u odnosu na kućište.

Slika 4.1. Uzdužni presjek kondenzacione višestepene parne turbine snage 12 MW

Legenda uz sliku 4.1: 1 - regulacioni stupanj (Kertisovo kolo); 2 - prvi otsjek turbine sasedam stupnjeva pritiska; 3 - drugi (posljednji) otsjek turbine sa deset stupnjeva pritiska;4 - regulacioni ventil, 4 kom.; 5 - izlazno kućište prema kondenzatoru; 6 - glavna uljna

pumpa; 7 - prednji radijalno-aksijalni ležaj; 8 - zadnji radijalni klizni ležaj; 9 - pokazivač relativnog širenja rotora u odnosu na kućište; 10 - poluelestična spojnica; 11 - prekretniuređaj


4/58

Energetske mašine

Parne turbine4.4

U kućištu prednjeg ležaja postavljen je rele aksijalnog pomaka, kojiautomatski isključuje turbinu iz rada u slučaju nedozvoljenog aksijalnogiztezanja rotora turbine. Turbina (slika 4.1) raspolaže sa prekretnimuređajem, koji se automatski isključuje kod ubrzanja rotora turbine.

Slika 4.2. Uzdužni presjek kondenzacione parne turbine K-160-130nominalne snage 160 MW i parametara pare 12,8 MPa/565 0C


5/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.5

Razmotrimo trouglove brzina na najprostijem primjeru turbine sastepenovanjem brzine u dvoredom Kertisovom kolu (slika 1.45.a), a

prikazane na slici 4.3. Kod višestepenih turbina, Kertisovo kolo se često postavlja na početku kao prvi stupanj - regulacioni. Time se postiže:

- veća ekspanzija pare (obaranje pritiska) u prvom (regulacionom)stupnju, tako da su naredni stupnjevi (pa i preostali dio turbine) podnižim pritiskom, što dalje pojednostavljuje konstruktivne oblike idimenzije;

-

snižavanje temperature pare, tako da je materijal turbine pod manjimtemperaturnim naprezanjem;- mogućnost da se para uvodi parcijalno u segmente mlaznica preko više

pojedinačnih regulacionih ventila (za svaki segment-komoru mlaznica),kojim se reguliše protok i snaga, kako Kertisovog stupnja, tako i turbineu cjelini;

- veći toplotni pad, što omogućava veću promjenu režima rada.

' '

c1u

c'1u

c'2uc2u

'

'

c'1c1 u

uu

uw1w'1

w'2

w2c'2

c2

Slika 4.3. Trouglovi brzina Kertisovog kola sa dva vijencaradnih lopatica (stepenovanje brzina)

Jednični rad na obimu kola sa dva stupnja brzine prema slici 4.3 i kod

const u , dobija se prema jednačini:

1 1 2 2 1 1 2 2u u u u ul c u c u c u c u

odnosno, za 1 2 1 2u u u u const slijedi


6/58

Energetske mašine

Parne turbine4.6

1 2 1 21

z

u u u u u ui

l u c u c c c c

. (4.1)

Na sličan način postupa se i sa složenijim izvedbama višestepenihturbina, a u tom postupku se izračunavaju toplotni padovi, brzine i uglovi

brzina, što je na kraju osnova za određivanje dimenzija lopatičnih rešetki pojedinih stupnjeva. Kod praktičnih proračuna, uobičajeno je da se desnastrana trougla brzina (slika 4.3) preslika na lijevu stranu, tako da se lakšeuočavaju međusobni odnosi brzina i njihovih uglova.

4.2. TOPLOTNI PROCES U VIŠESTUPNOJ PARNOJTURBINI

Razmotrimo toplotni proces na primjeru turbine sa stupnjevima pritiska, koji je u si dijagramu prikazan na slici 4.4. Stanje svježe pare pred ventilima turbine određuje se tačkom 0 A sa parametrima 0 p i 0t .

Ekspanzija pare u turbini se vrši do pritiska u kondenzatoru k p , odnosno,

na izlazu iz poslednjeg stupnja turbine, 'k p . Raspoloživi toplotni pad do

pritiska u kondenzatoru iznosi o H , a raspoloživi toplotni pad u protočnom

dijelu turbine je 'o H . Brojčana vrijednost'o H za cijelu turbine jednaka je

ik pvoo H H H H ' , (4.2)

gdje su:

pv H - toplotni gubici usljed prigušenja ventilima na ulazu uturbinu (GZV, BZV- stop ventil, regulacioni ventili);

ik H - toplotni gubici u izlaznom kućištu turbine predkondenzatorom.

Stanje pare pred mlaznicama prvog stupnja turbine, definisano jetačkom 'o A odnosno pritiskom

'o p i temperaturom

'ot . Tačke 321 ,, aaa , itd.,

označavaju stanje pare pred drugim, trećim, četvrtim i ostalim stupnjevimaturbine, pri čemu su uzete u obzir i energije pare sa izlaznom brzinom iz


7/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.7

pojedinih stupnjeva turbine. Ekspanzije pare u pojedinim stupnjevima vršese od pritisaka 1 x p

do p x.

A0

p 0

t 0*

*

*

h ' i

h ' 0

H 0

H ' 0

h ' ' 0 1

h ' ' i

h ' ' ' i

h ' i

h i

i k

H i

p 1

H '

ik

i'k

a1

v

v

i0

i k

H

p v

H

i , k J / k g

t ' 0 p ' 0

'

t 0 p 0

A0A'0

p 2*

p 3*

p 3

p 2

p 4*

p 4

p 5*

p 5

p 6*

p 6

p ' k

p k A'2

A2

A'2t

A2t

a2

a3

a4

a5

a6

s, kJ/kgK

i2t

i'2t

h ' ' ' 0 1

h ' 0 1 v

h 0 1

v

h 0 1

v '

h 0 1

v ' '

i =i0* tot

h i v

'

h i v

' '

H i*

H 0*

( h ' ) 0*

h ' ' 0

h ' ' ' 0

h ' 0 v

h 0 v

h 0 v

'

h 0 v

' '

Slika 4.4. Toplotni proces višestupne akcione parneturbine u si dijagramu


8/58

Energetske mašine

Parne turbine4.8

U idealnom slučaju, ekspanzija pare bi se završila u tački t A2 , sa

raspoloživim toplotnim padom

t oo ii H 2 , (4.3)

odnosno u tački '2t A , sa raspoloživim padom u protočnom dijelu turbine

'2

't oo ii H . (4.4)

Proces ekspanzije u stvarnoj turbini teče po izlomljenoj liniji 2' A Ao ,

a završava se, takođe, kod pritiska u kondenzatoru k p sa entalpijom k i i

suvoćom pare k x . Stanje pare na izlazu iz radnih lopatica poslednjeg

stupnja definisano je tačkom '2 A , a na izlazu iz kućišta turbine u tački 2 A .Dio potencijalne energije raspoloživog toplotnog pada transformiše se,umjesto u mehaničku energiju, u druge oblike energije (uglavnom utoplotnu). To predstavlja gubitke energije. Iskorišćeni toplotni pad, od kogase dobija rad 1 kg pare, manji je od raspoloživog pada i iznosi:

ziii

z

iik i hhhhii H '''''''0 . (4.5)

Totalni ili zaustavni iskoristivi toplotni pad turbine dobija se pod pretpostavkom da se ekspanzija pare vrši od tačke o A

sa entalpijom oi , pri

čemu je uzeta u obzir i energija brzine pare na ulazu u turbinu. Pošto seekspanzija pare vrši do tačke '2 A , tj. do pritiska na izlazu iz posljednjeg

stupnja turbine 'k p , ukupni iskoristivi toplotni pad u turbini će biti:

'**k oi ii H . (4.5.a)

Relativni unutrašnji stepen korisnosti turbine definiše se kao odnos

o

ioi H

H . (4.6)


9/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.9

Proces ekspanzije pare u stvarnoj turbini ostvaruje se sa određenimgubicima energije, tj. sa porastom entropije, slike 4.4 i 4.5. To je uslovljenotrenjem pare o površine lopatica rotora i kućišta turbine, uslijed čega se dioenergije ponovo transformiše u toplotnu energiju.

p 2

p 1

p 2*

i k

H

p v

H

H ' 0

H 0

H*

i0* 2

2 c 0

2 2 c

2

A0

h ' =

h '

0 1

h ' ' 0 1

h ' ' ' 0 1

h ' ' 0

h ' ' ' 0

h ' i

h ' ' i

h ' ' ' i

0

i'2t

A0

0

*

p 0 '

A0'

i k

H i

A2'

A2

p ' k

p k

A2t'

A2t

H '

ik

i'k

i0

i2t

Slika 4.5. Detaljniji prikaz toplotnog procesa u trostepenojakcionoj turbini sa stepenovanjem pritiska

Posmatrajući si dijagram, može se zapaziti da linije izobara nisuekvidistantne, tj. povećava se njihovo međusobno rastojanje u smjeru

povećavanja entropije, slika 4.5. Isto tako, sa rastom entropije povećava senjihov nagibni ugao. To uslovljava da je adijabatski toplotni pad između


10/58

Energetske mašine

Parne turbine4.10

jednih te istih izobara različit i zavisi od entropije. Sa rastom entropije, tajtoplotni pad se u određenoj mjeri povećava. Tako su toplotni padovistupnjeva po osnovnoj izentropi )( 2t o A A manji od stvarnih izentropskih

toplotnih padova, tj. ''''''01''''

01 , oo hhhh , itd.

Detaljniji prikaz radnog procesa u trostepenoj akcionoj turbini dat jena slici 4.5. Uslovno uzevši, prvi i treći stepen imaju ulazni dodatakkinetičke energije ( 2oc /2 odnosno

22c /2). Toplotni pad Δ H o =

2oc /2, može se

posmatrati kao ulazni dodatak energije za sve stupnjeve turbine. Izlaznakinetička energija prvog stupnja gubi se u potpunosti, tačnije rečenotransformiše se u toplotu. Ova toplota predaje se struji pare pri čemu

povećava njenu entalpiju. Kinetička energija na izlazu iz drugog stupnja prenosi se u treći stupanj i služi kao dodatak energije na ulazu u stupanj na pritisku *2 p , odakle se vrši ekspanzija pare u tom stupnju.

Pri analizi stepena korisnosti na obimu radnog kola istaknut je značajiskorišćenja izlazne kinetičke energije izolovanog stupnja. Analiza se može

proširiti i na više stupnjeva u nizu višestepene turbine. Korišćenje izlaznekinetičke energije (Δ H 2 =

2

2c /2) ima dvojaki karakter:

- za posmatrani stepen turbine to je bezpovratni gubitak;- sa stanovišta turbine u cjelini Δ H 2 nije gubitak, jer kinetička

energija prelazi u naredni stupanj, gdje se transformiše u mehaničkuenergiju uz odgovarajući SKD tog stupnja.

Pri projektovanju protočnog dijela parne turbine nastoji se prenijeti unaredni stupanj što više izlazne energije u obliku kinetičke energije, nedozvoljavajući prelaz te energije u toplotnu energiju. Postavlja se pitanjekoji su to uslovi za prenos izlazne energije k - tog stupnja u (k + 1) - stupanj.

U prvom redu razmatraju se uglovi apsolutnih brzina pare na izlazu izradnog kola (c2k ) i na ulazu u narednu mlazničku rešetku (co(k+1)). Uzima seugao apsolutne brzine (α2) jer je mlaznička rešetka nepokretna. Ulazni ugaoαo mlazničke rešetke (k + 1) - stepena treba da je jednak uglu izlazne strujeα2 iz k - tog stepena (αo(k+1) = α2k ). Srednji prečnici oba stupnja treba da

budu približno jednaki, tj. Dmk ≈ D m(k+1). Između radne rešetke k - tog


11/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.11

stupnja i (k + 1) - stupnja ne treba da bude veliki aksijalni razmak (zazor). Naravno, postoje još neki uslovi koji utiču na iskorišćenje kinetičke energijena izlazu iz stupnja, ali se u ovom obimu ne mogu razmatrati.

Na slici 4.5, prvi stupanj je predstavljen kao regulacioni stupanj sa parcijalnim uvođenjem pare kroz mlaznice 1 , pri čemu se energijaizlazne brzine ne koristi u mlaznicama drugog stupnja sa 1 . U tomslučaju je toplotni pad ''01 ohh . Uzevši u obzir prethodna obrazloženja,može se konstatovati da je raspoloživi toplotni pad turbine po osnovnojizentropi t o A A 2 manji od sume stvarnih raspoloživih toplotnih padovaza z stupnjeva, odnosno od

zoooo

zoo hhhhhhhh H

''''''01

'''01

''01

'' ,

ili

o

z

o h H 1

' . (4.7)

Nejednačina (4.7) opisuje takvo termodinamičko stanje u kome se diotoplotnih gubitaka prethodnog stupnja vraća u toplotni proces i koristi unarednim stupnjevima. Na račun toplotnih gubitaka povećava setemperatura pare.

Veza između 'o H i o z

h1 može da se predstavi na slijedeći način

''1

1 o po po z

H R H h , (4.8)

gdje je

11,0

01

011

01

p

z

z

z

p H

h

h

h R ,


12/58

Energetske mašine

Parne turbine4.12

i naziva se koeficijent povraćene toplote.

Iz jednačine (4.8) izračunava se koeficijent povraćaja toplote α p < 1 iiznosi:

''

'

1

o

p

o

oo

z

p H

h

H

H h

, (4.9)

gdje je sa '01

H hh o z

p - predstavljena ukupna količina dodatne toplote,

kao rezultat djelimičnog iskorišćenja gubitaka.

Za višestepenu turbinu prema slici 4.5, takođe se može napisati izrazza iskorišćeni toplotni pad u turbini

ziii

z

iik i hhhhii H '''''''0 ,

ili proširen u obliku zoi

zoioioioi hhhh H 0

''''''0

''''0

''0

''0 ... .

Pretpostavljajući da su relativni unutrašnji stepeni korisnosti pojednihstupnjeva st oi međusobno jednaki, dobija se

st oio

z

oio h H 1

'' ,

odakle se izračunava relativni unutrašnji stepen korisnosti turbine u obliku:

st oi p st oio

o

z

oi H

h

1

'1' . (4.10)


13/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.13

Koeficijent povraćaja toplote može da se izračuna:

na osnovu prethodnih izraza u oblicima

1'0

1

H

ho z

p (4.11)

ili

1'

st oi

oi p

; (4.12)

na bazi približne procjene koeficijenta p , prema formuli Flugela

' 1

1100

st o p oi

H z

z

, (4.13)

gdje su:

z - broj stupnjeva turbine;'o H - izentropski toplotni pad turbine, kJ/kg ;

st oi - srednji relativni SKD stupnja;

- eksponent adijabate ( =0,2 za pregrijanu paru,0,14 0,18 u slučaju ako proces pare u turbini

protiče djelimično u oblasti zasićene i djelimično pregrijane pare).

Prema jednačini (4.10) slijedi zaključak da je stepen korisnosti oi protočnog dijela višestepene turbine u cjelini veći od srednje vrijednostistepena korisnosti njenih stupnjeva st oi . Koeficijent povraćaja toplotekreće se u opsegu 1,004,0 p za parne turbine, odnosno

04,002,0 p za gasne turbine.


14/58

Energetske mašine

Parne turbine4.14

Kod razmatranja transformacije energije u stupnju turbine, uvedena jekinematska ili radna karakteristika stupnja, 1/ cu . Sličan princip može da se

primijeni i za višestepenu turbinu, uvođenjem odnosa

1

11

/c

ucu

c

u x

t

.

Toplotni pad u mlaznicama jednog stupnja može da se izrazi jednačinom

2 21

22 2t

o

c uh , (4.14)

ili2

2

2ou

x h . (4.15)

Ako se za višestepenu turbinu saberu lijeve i desne starne jednačine(4.15), dobija se

2

22 uh x o

. (4.16)

Ako se pretpostavi da je odnos 1cu x jednak za sve stupnjeveturbine, onda se on može izvući ispred znaka sume. U tom slučaju,

prethodna jednačina može da se napiše u obliku

'

222

1

2

o po H

u

h

u x

, (4.17)

ili kao konačan izraz

oo p H

u

H

u x y

2

'

22

12

. (4.18)


15/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.15

Koeficijent " y" naziva se Parsons-ov broj, koji karakterišeekonomičnost turbine u cjelini i predstavlja karakteristiku dobrote turbine,

jer zavisi od odnosa 1/ cu .

Veza između karakterističnog koeficijenta " y" i efektivnog stepenakorisnosti turbine prikazana je na dijagramu, slika 4.6. Vidljivo je da oe

raste sa povećanjem vrijednosti " y". Brži rast relativnog efektivnog SKD

oe uočava se pri povećanju do 500.

oe

y

0 200 400 600 800

0,6

0,7

0,8

0,9

Za vrijednosti 500 y ,

oe raste sporije i ima

maksimum kod 700 y . Uslučaju zadanog raspoloživogtoplotnog pada turbine, sa

povećanjem 2u raste ikarakteristični koeficijent " y".Sa druge strane, rast 2u uslovljen je povećanjem broja

stupnjeva turbine, prečnikadiskova rotora ili broja obrtaja,imajući u vidu da je

60

n Du

.

Slika 4.6. Zavisnost SKD oe turbine od

karakteristič nog koeficijenta " y"

4.3. OSNOVNI POJMOVI O PRORAČUNU PROTOČNOGDIJELA TURBINE

Proračun protočnog dijela turbine u osnovi se svodi na raspodjelutoplotnoh padova po stupnjevima turbine i određivanje srednjih prečnikastupnjeva, zatim na određivanje dimenzija mlaznica i radnih lopatica, tesvih gubitaka energije i stepen korisnosti. Za izvođenje ovih proračuna,

prethodno se definišu polazni podaci:


16/58

Energetske mašine

Parne turbine4.16

e N - električna snaga na stezaljkama generatora; n - broj obrtaja rotora turbine (za turbine srednjih i

velikih snaga, obično je 3000n o/min); oo t p , - pritisak i temperatura svježe pare pred turbinom;

k p - pritisak u kondenzatoru (obično se uzima da jek p 0,0035÷0,0040 MPa, a rjeđe 0,0045 ÷ 0,0050

MPa) ili temperaturu rashladne vode za kondenzator(zadaje se pritisak u kondenzatoru ili temperatura

rashladne vode).Kada su poznati parametri svježe i izađene pare, prepostavljeni

raspoloživi toplotni pad turbine o H nanosi se u si dijagram, slika 4.4.

Procjenjuje se ili izračunava iz odnosa moeoi / relativniunutrašnji stepen korisnosti turbine i određuje

oioi H H .

Pri temperaturi napojne vode nvt (koja je takođe poznata iz zadatka za projektovanje turbine), broju oduzimanja pare i temperaturi kondenzata,određuju se pritisci pare u oduzimanjima turbine.

Kod savremenih višestupnih turbina sa mlazničkom raspodjelom pare 1 , primjenjuje se prvi regulacioni stupanj, tj. akciono radno kolo sa

jednim ili dva lopatična vijenca (rešetke). Kada se raspodjela pare priuvođenju u turbinu vrši prigušivanjem, onda se ne ugrađuje regulacionistupanj 1 .

U kondenzacionim turbinama sa dubokim vakuumom, egzistirajuveliki zapreminski protoci pare kroz poslednji stupanj. U ovom slučajugranično dozvoljeni protoci i ostale veličine određuju se prema uslovimačvrstoće lopatica, a posebno dužine lopatica. Radi toga se pri izvođenjutoplotnog proračuna višestupnih parnih turbina izvodi prethodni približni

proračun prvog (regulacionog), drugog i poslednjeg stupnja. Tek nakon


17/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.17

odgovarajućeg izbora osnovnih dimenzija navedenih stupnjeva, prilazi seodređivanju broja stupnjeva turbine i detaljnom toplotnom proračunu.

4.3.1. Predhodni proračun prvog regulacionog stupnja

Dimenzije prvog stupnja treba odabrati tako da je mml 101 i2,0 . Kod savremenih turbina većih snaga uzima se mml 40301 i6,0 . Pri određivanju dimenzija regulacionog stupnja uzima se optimalna

vrijednost 1/ cu odnosno t cu 1/ , na osnovu toga da li je izabrana rešetka

radnog kola sa jednim ili dva lopatična vijenca.

Dalje, pretpostavlja se srednji prečnik regulacionog stupnja D ili seuzima prema prečniku slične turbine. Na osnovu odabranog prečnika izadanog broja obrtaja, određuje se raspoloživi toplotni pad oh regulacionog

stupnja prema formuli (4.14),

2

2

1

x

uho ,

gdje je

60

n Du

- srednja obimna brzina.

Isto tako može se zadati raspoloživi toplotni pad oh , pa zatim

izračunati srednju obimnu brzinu u po formuli

oh xu 2 , (4.19)

a potom izračunati srednji prečnik

n

u D

60. (4.20)


18/58

Energetske mašine

Parne turbine4.18

Kada se odabere stepen reakcije i procijeni (pretpostavi) brzinski

koeficijent , izračunavaju se:

raspoloživi toplotni pad mlaznice,

01 01h h ; (4.21)

izlazna brzina pare,

1 012c h ; (4.22)

gubici energije u mlaznicama,

0121 hh ; (4.23)

specifična zapremina pare 1v na izlazu iz mlaznica određuje se iz si dijagrama.

Usvajanjem ugla 1 , određuje se relacija 1l prema jednačinikontinuiteta, u obliku:

11

1 1sinoG vl

D c

, (4.24)

gdje je

oG - protok pare kroz regulacioni stupanj turbine.

Regulacioni stupanj ne može se projektovati za vrijednost 21 l mm, pa je potrebno uzeti manje vrijednosti za D ili oh , (odnosno 1c ), te

prethodni proračun ponoviti.


19/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.19

Prema brojnim proračunima i opitnim podacima, uzimaju sevrijednosti za 1l , kako slijedi:

1 2 4l - za turbine malih snaga;

1 5 10l - za turbine srednjih snaga;

1 12 15l - za savremene velike turbine.

Nakon definitivnog izbora veličina x, D, h0 , ρ , φ , α1 , ε i l 1 vrši se

kompletan proračun regulacionog stupnja, određuju gubici i utvr đuje stanje pare u komori pred drugim stupnjem.

4.3.2. Predhodni proračun drugog stupnja

Dovođenje pare u mlaznice (usmjeravajuće lopatice) drugog stupnja,uglavnom se ostvaruje po cijelom obimu stupnja 1 . Samo u nekimslučajevima kod turbina malih snaga i sa manjim protocima pare,

primjenjuje se parcijalno uvođenje pare u nekoliko prvih stupnjeva. To semože primijeniti i za neku drugu grupu stupnjeva, gdje se ugrađujedopunski regulacioni stupanj kod turbina sa regulisanim oduzimanjem pare.

Ocjena dimenzija drugog stupnja izvodi se po istom postupku kao i zaregulacioni stupanj, ali na osnovu parametra pare iza regulacionog stupnja,odnosno, u komori ispred drugog stupnja.

Visina mlaznica 1l ne smije da bude manja od 10 15 mm. Radi togavrijednost 1l izračunata po formuli (4.24) treba da bude 101 l da bi semogao projektovati drugi stupanj sa punim uvođenjem pare (parcijalnost

1 ). U suprotnom slučaju i u prvoj grupi stupnjeva pritisaka treba primijeniti parcijalno uvođenje pare.


20/58

Energetske mašine

Parne turbine4.20

4.3.3. Predhodni proračun poslednjeg stupnja kondenzacione

turbine

Određivanje srednjeg prečnika poslednjeg stupnja izvodi se iz jednačine kontinuiteta za izlazni presjek međulopatičnih kanala radnihlopatica, koja se može napisati u obliku:

2 2 2 2 2 2

sino

f w G v D l w , (4.25)

gdje je

2v - specifična zapremina pare na izlazu iz radnih lopatica poslednjeg stupnja.

Pošto je iz touglova brzina 2222 sinsin cw , jednačina (4.25) glasi

2 2 2 2sinoG v D l c . (4.26)

Srednji prečnik stupnja iz jednačine (4.26) određuje se izrazom

2

2 2 2sinoG v D

l c

,

u kome je još uvijek nepoznata vrijednost 2l .

Ako se prema preporukama odabere vrijednost odnosa 2/ l D ,onda se jednačina (4.26) može napisati u obliku:

22

2

2 sin

c

DvGo , (4.27)

odakle se može izračunati prečnik stupnja


21/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.21

2

2 2sinoG v Dc

. (4.28)

Gubitak energije sa izlaznom brzinom pare 2c može da se izrazi kao

22

2 iz iz oc

h H , (4.29)

gdje je

ζ iz - koeficijent gubitaka toplote sa izlaznom brzinom pare,koja napušta posljednji stupanj rotora turbine.

Iz jednačine (4.29) dobija se izlazna brzina pare u obliku

2 2 iz oc H . (4.30)

Brzina pare 2c na izlazu iz međulopatičnih kanala radnih lopatica

poslednjeg stupnja, gubi se u potpunosti. Što je veća brzina 2c , tim su većigubici energije sa izlaznom brzinom i manji SKD turbine.

Gubitak energije sa izlaznom brzinom u poslednjem stupnjukondenzacione turbine dostiže 1 3%iz raspoloživog toplotnog pada

turbine o H , a u nekim slučajevima ovaj gubitak iznosi i do 4%. U

prethodnom (približnom) proračunu poslednjeg stupnja, veličina iz se

približno ocjenjuje.

Uvršćavajući u jednačinu (4.28) vrijednost brzine2

c iz jednačine(4.30), može se izračunati prečnik stupnja

22 sino o

iz o

G v D

H

. (4.31)


22/58

Energetske mašine

Parne turbine4.22

Odnos srednjeg prečnika i dužine radne lopatice 2/ l D poslednjegstupnja kondenzacione turbine, uzima se:

652

l

D

- za male i srednje turbine;

38,2 - za savremene turbine velikih snaga snižava se do navedene vrijednosti, pa čak po potrebi inešto niže.

Kada je odnos 108 , obimne brzine na vrhu lopatice i u njenomkorijenu znatno odstupaju od računske obimne brzine na srednjem prečnikustupnja. Da bi se izbjegao udarni ulaz pare u kanale dugih radnih lopatica,iste se izvode sa promjenljivim ulaznim uglom 1 , tj. zakrenuti(izvitopereni) oblik lopatica, odnosno lopatice se izvode sa promjenljivim

profilom po dužini lopatice. To povećava cijenu izrade lopatica, ali zatoomogućuje da se znatno poveća stepen korisnosti. Lopatice sa odnosom > 11 izvode se sa nepromjenljivim profilom po njenoj dužini.

Poželjno je da izlazni ugao apsolutne brzine 2c poslednjeg stupnja

turbine bude C

902 , pošto se u tom slučaju dobijaju minimalni gubicisa izlaznom brzinom. Radi toga se kod približnog izračunavanja prečnika D prema jednačini (4.31) može uzeti 1sin 2 . Kada se izračuna srednji prečnik D , određuje se obimna brzina

60

n Du

.

Ako vrijednost u prekorači dozvoljenu veličinu, treba smanjiti odnos ili povećati iz .

Dosta turbinskih fabrika dopušta obimnu brzinu na srednjem prečnikui do 380 m/s. Kod turbina sa visokim i nadkritičnim parametrima pare,obimna brzina se kreće 390360 u m/s.


23/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.23

Kada se dobije prekomjerna obimna brzina i pored uzimanja krajnjedozvoljenih vrijednosti i iz , mora se pribjeći dubliranju strujanja pare u

posljednjim stupnjevima kondenzacione turbine, a u cilju obezbjeđenjanormalnog zadanog protoka pare kroz posljednji stupanj turbine.

Toplotni pad u posljednjem stupnju, određuje se prema jednačini

2

2

02

uh z , (4.32)

gdje je 60n Du , a odnos brzina x može da se uzme u granicama od0,6 do 0,65 (veće vrijednosti se odnose na stupnjeve sa 5,0 ).

Posljednji stupanj protivpritisne turbine računa se kao i regulacionistupanj, s tim da se uzima 1 .

4.3.4. Raspodjela toplotnih padova i konačni proračunstupnjeva parne turbine

Kada su određene konstruktivne dimenzije prva dva i posljednjegstupnja turbine, izvodi se konačni i detaljan toplotni proračun prvogregulacionog stupnja. Toplotni pad prvog stupnja ( 01h ) i svi toplotni gubici

u tom stupnju ( h , h , izh , tvh , pr h ) nanose se u si dijagram i određuje

stanje pare pred mlaznicama drugog stupnja, tačka 1a na slici 4.7.

Razmatra se uobičajeni slučaj kada turbina ima jedno ili višeregulisanih ili neregulisanih oduzimanja pare za potrebe tehnološke

potrošnje, toplifikacije ili za regeneraciju napojne vode.

Od tačke 1a (slika 4.7) povlači se izentropa ( 0 s ) do pritiska u

prvom oduzimanju I od p , tačka t a1 . Odrezak t aa 11 predstavlja raspoloživitoplotni pad od komore regulacionog stupnja do prvog oduzimanja. Ovaj


24/58

Energetske mašine

Parne turbine4.24

dio toplotnog pada 02h treba podijeliti sa toplotnim padom II h0 , koji treba da

se ostvari u drugom stupnju prema prethodnom (približnom) proračunu.

ikr

E k r

E r .

l .

1

'

p 0 '

A0'

p 0 t 0A0

A2t'

A2t

a5

a4

a3

a2a1

a6

a7

*

*

*

*

*

*

i0

i2t

A2t''

i12

i3

i4

i5

i6

i

*

*

*

*

*

H 0

H ' 0

H i

h 0 2

h ' ' 0

h ' ' 0

h ' ' 0

i1 h

0 1

E ' ' ' 0

h ' ' ' 0

h 0 V

h 0 V

h 0 V

a1t

p o d

p o d

p o z p o z

p i z p i z

I

I I

h

x = 1x1

x 2

az*

a'z*

*

*

p k r. m =

p k r. i

p ' 2 p ' k

= p 2

p k =

i2

A

i2A2 A2

K

i''2t

ioz

h o z

h

E m

h 0 1

ikr

h

h ' 0 2

h

h w

1

Slika 4.7. Toplotni proces pri raspodjeli toplotnih padova u parnoj turbini


25/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.25

Ako se kao rezultat dijeljenja II hh 002 / dobije cio broj, onda taj broj

odgovara broju stupnjeva turbine od komore regulacionog stupnja do prvogoduzimanja. Kada se u predhodnom dijeljenju ne dobije cio broj, potrebno

je ponoviti proračun u drugom ili čak trećem približavanju (metodaiteracije) i dobiti zadovoljavajući rezultat. Ako se toplotni padovi ustupnjevima do prvog oduzimanja uzmu kao jednake veličine II h0 , onda se

njihovim nanošenjem na osnovnu izentropu t aa 11 mogu naći pritisci pred

mlaznicama trećeg III p1 i četvrtog IV p1 stupnja. Ovi pritisci se uvršćavaju u

toplotni proračun stupnjeva navedenog dijela turbine.

Tako izvršena raspodjela toplotnih padova na stupnjeve pretpostavlja injihove jednake srednje prečnike.

Specifična zapremina pare u prvim stupnjevima turbine neznatno se povećava. Radi toga se preporučuje da se za ovu grupu stupnjeva uzmu jednaki uglovi nagiba mlazničkih lopatica 1 i radnih lopatica 2 . Takođese preporučuje da se kod tih stupnjeva povećavaju srednji prečnici odstupnja do stupnja za 42 mm.

Kao rezultat konačnog i detaljnog tehničkog proračuna drugogstupnja, uređivanja njegovih dimenzija i ucrtavanja toplotnog procesa u

si dijagramu, određeno je i stanje pare pred mlaznicama trećeg stupnja –tačka 2a na slici 4.7.

Od trećeg stupnja počinje da se koristi i energija izlaznih brzina pareiz prethodnih stupnjeva pri njenoj ekspanziji u narednim stupnjevima. Ucilju održavanja optimalnog odnosa 1/ cu za sve stupnjeve koji ulaze usastav razmatranog odsjeka turbine, treba izvršiti preraspodjelu toplotnih

padova između stupnjeva, tako da je

)/5,11(00 kg kJ hh III II .

U oblasti niskih pritisaka pare, gdje specifična zapremina pare nagloraste, treba povećati toplotne padove i prečnike od jednog do drugogstupnja. Da bi se obezbijedio kontinuitet i postepeni prelaz u protočnom


26/58

Energetske mašine

Parne turbine4.26

dijelu zadnjih stupnjeva kondenzacione turbine, potrebno je povećavatiizlazne uglove mlaznica 1 i radnih lopatica 2 , a takođe uzimati i većureaktivnost, koja u posljednjem stupnju dostiže 5,0 i više.

Pri izvođenju toplotnog proračuna turbine treba izvesti detaljan proračun svakog stupnja. Početna entalpija pare pred mlaznicama slijedećegstupnja dobija se kao rezultat proračuna prethodnog stupnja, uzimajući uobzir sve njegove gubitke. Entalpija pare pred mlaznicama prvog stupnjaodređuje se tačkom 0 A i iznosi 0i , slika 4.7. Entalpija pred mlaznicama

drugog stupnja (tačka 1a ) biće jednaka:

0 1 0 01 02 . I I I I I I

iz t vi i i h h h h h h , (4.33)

gdje su:

I hh 0101 - toplotni pad u mlaznicama prvog (regulacionog)stupnja;

I h - toplotni gubitak u mlaznicama;

I

h02 - toplotni pad u radnim lopaticama, ako postoji određenistepen reakcije ( 0 ); I h - toplotni gubitak radnih lopatica;

I izh - toplotni gubitak sa izlaznom brzinom; I

vt h . - toplotni gubitak na trenje i ventilaciju.

Entalpija pare pred mlaznicama trećeg stupnja (tačka 2a ) iznosi:

0 0 0 02 . II I II II II II II II

t v pr i i h h h h h h , (4.34)

gdje je

II pr h - gubitak zbog promicanja pare kroz zazore i procjepe, a

ostale oznake date su u jednačini (4.33).


27/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.27

Pri proračunu brzine istjecanja pare iz mlaznica trećeg stupnja trebauzeti u obzir i energiju izlazne brzine drugog stupnja 2/22c , koja se već

koristi u trećem stupnju (označeno sa 2/22ch na slici 4.7).

Koristeći postupak pri postavljanju jednačina (4.33) i (4.34) vrši se postepeni toplotni proračun ostalih stupnjeva turbine, pri čemu se određujuentalpije pare pred mlaznicama svakog narednog stupnja. Tako se nalazi itačka za , koja definiše stanje pare pred mlaznicama posljednjeg stupnja.

U posljednjim stupnjevima kondenzacionih turbina velikih snaga umlaznicama i u međulopatičnim kanalima radnih lopatica pojavljuju sekritične i nadkritične brzine pare. Ako posmatramo toplotni proces prikazanna slici 4.7, kritična brzina pare će se pojaviti u mlaznicama ( kr cc 1 ), a na

radnim lopaticama brzina pare kr ww 22 .

Posljednji stupanj turbine radi u područ ju vlažne pare, pa se u tomslučaju može napisati da je odnos

577,00

1 z

zkr p

p . (4.35)

Razmotrimo redoslijed toplotnog proračuna posljednjeg stupnja kodkritičnog odnosa, jednačina (4.35).

Polazi se od pretpostavke da su neophodni (prethodno određeni)slijedeći parametri:

z p0 - pritisak pare pred mlaznicama;

zi0 - entalpija pare pred mlaznicama;

2 p - pritisak pare iza radnih lopatica;

zh0 - raspoloživi toplotni pad u stupnju;

z D - srednji prečnik radnih lopatica zadnjeg stupnja (uzima se iz prethodnog približnog proračuna poslednjeg stupnjaturbine);


28/58

Energetske mašine

Parne turbine4.28

z p0 - zaustavni (kočioni) ili totalni pritisak pred mlaznicama

poslednjeg stupnja.

Za proračun uzimamo da se ekspanzija pare u mlaznicama odvija dokritičnog pritiska mkr p . , što je i uobičajeno kod turbina većih snaga.

Vrijednost tog pritiska izračunava se iz uslova (4.35)

zkr zmkr p p p 01. .

Zadavanjem stepena reaktivnosti stupnja može se izračunatiraspoloživi toplotni pad mlaznica:

01 01 zh h .

Brzina pare na izlazu iz mlaznica data je u obliku:

21 01 02kr c c h c ,

gdje se ocjenjuje da je φ = 0,98.

Teoretska brzina pare na izlazu iz mlaznice je /11 cc t . Nagibni

ugao mlaznica posljednjeg stupnja uzima se 26221 . Obimna brzinana srednjem prečniku stupnja izračunava se prema jednačini

.

0,01

60 z

z m

D nu

,

gdje je srednji prečnik mlaznica uzet za 10 mm manji od srednjeg prečnika

radnih lopatica na izlaznoj strani pare, z D .

Brzina 1w i ugao 1 određuju se konstruisanjem trouglova brzina ilianalitičkim putem rješavajući kosougli trougao. Poznavajući elementeizlaznog trougla brzina mogu se izračunati gubici toplotne energije u


29/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.29

mlaznicama, h . Relativna teoretska brzina pare na izlazu iz kanala ranih

lopatica je

22 02 12t w h w .

Relativna stvarna brzina pare je

t ww 22 ,

gdje se brzinski koeficjent radnih lopatica uzima, za stupnjeve sastepenom reakcije 6,04,0 , u vrijednosti 97,095,0 .

Uputno je određivati izlazni ugao radnih lopatica 2 na njihovomsrednjem prečniku, uvažavajući uslov najmanjih toplotnih gubitaka saizlaznom brzinom, koja treba da bude kod 902 . Ovom uslovukonstruktori turbina i teže u nastojanju da se obezbijedi visok stepenkorisnosti turbine.

Na osnovu prethodnog proračuna definisani su sljedeći parametri: 2w ,60/n Du z z ,

902 i kr ww 22 , koji se koriste u daljem proračunu

stupnja.

Ostao je neodređen izlazni ugao struje pare sa radnih lopatica.Uzimajući u obzir ekspanziju pare u kosom zarezu, izlazni ugao će biti(slika 3.15)

2 2 ,

gdje su:

2 - izlazni ugao radnih lopatica;

- ugao skretanja struje pare u kosom zarezu lopatica.


30/58

Energetske mašine

Parne turbine4.30

Ugao '2 može da se odredi primjenom pomoćnog trougla brzina,slika 4.8. U koordinatnom sistemu zu, upisuje se luk iz ishodišta 0 sa

radijusom 2w u odgovarajućoj razmjeri. Na osu 0 - z nanosi se u istoj

razmjeri veličina apsolutne brzine 2c . Povlači se paralela osi 0 - u do vrha

brzine 2c . U presjeku povučene paralele sa radijusom 2w dobija se tačka a

kroz koju se povlači pravac 0 - a, a time i traženi ugao '2 .

'

w2 uc2

z

a

u

=90°

0

Slika 4.8. Pomoćnitrougao brzina za

određ ivanje ugla '2

Ugao'

2 može da se izračuna i iz uslova

2 22 2 22 2

sin sin sinkr

kr

w v

w v . (4.36)

Prethodna jednačina sastavljena je po analogiji sa jednačinom (3.16)za određivanje ugla skretanja struje pare u kosom zarezu mlaznice.

Za određivanje ugla 2 prema jednačini (4.36) treba dopunski naći

specifičnu zapreminu kr v (tačka K ) i 2v (tačka 1 A ), koje definišu stanje

pare u grlu i izlaznom presjeku kanala radnih lopatica, slika 4.7.

Da bi se našla vrijednost 2v (odnosno tačka 1 A ) potrebno je izračunatitoplotne gubitke na radnim lopaticama


31/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.31

2

22

22 wwh t

,

te iste nanijeti u si dijagram.

Jednačina (4.36) može da se napiše u pogodnijem obliku

22 2

2 2

sin sinkr

kr

vw

w v . (4.37)

Uvrštavajući izračunate vrijednosti koje ulaze u jednačinu (4.37),određuje se 2sin , a zatim 2 , kao i 2 2 .

Proračun poslednjeg stupnja završava se određivanjem dimenzijamlaznica i radnih lopatica i ostalih toplotnih gubitaka, a među njima igubitaka usljed vlažnosti. Takođe je potrebno odrediti entalpiju 2i (tačka

'2 A ) na izlazu pare iz kanala radnih lopatica.

4.3.5. Konačno određivanje unutrašnjeg relativnog stepenakorisnosti i provjera snage turbine

Kao što je ranije navedeno, unutrašnji SKD turbine definisan je kaoodnos 00 / H H ii . Na početku ovog proračuna pretpostavljen je

pr i0 i on

se može razlikovati od stalnog i0 , koji se dobije na kraju proračuna. Da bi

se definitivno konstruisao toplotni proces, neophodno je odrediti stvarnuelektričnu snagu na stezaljakama generatora r e N . i uvesti određena

preciziranja u proračun regenerativnog sistema kondenzata odnosno napojnevode. Jednačina za računsku električnu snagu pri bilo kojem brojuoduzimanja z , ima oblik

g mi

z

ir e hG N 1

. , (4.38)


32/58

Energetske mašine

Parne turbine4.32

gdje su:

z - broj otsjeka turbine u kojima je protok const Gi ;

iG - protok pare kroz posmatrani odsjek turbine;

ih - iskorišteni toplotni pad u otsjeku turbine;

m - stepen korisnosti mehanički;

g - stepen korisnosti generatora.

Predloženi metod raspodjele toplotnih padova po otsjecima turbinedefinisanih između pojedinih oduzimanja pare, ne mora se primjenjivati kaostrogo obavezan postupak.

Može se primjeniti i uprošćeni metod za cijelu turbinu. Prvo se odrediizentropski toplotni pad jednog stupnja xh , a zatim broj stupnjeva

i

x

H z

h

.

Najčešće se odredi srednji toplotni pad stupnja 0. sr h , pa onda ukupan broj stupnjeva

00. 0

1 pi

sr z

H H z

h h

. (4.39)

I u ovom slučaju treba posebno razmatrati i proračunati prviregulacioni stupanj i posljednji stupanj, zbog rada u uslovima vlažne pare iograničavajućih uslova za dužine lopatica. Kada se odrede toplotni padovi

za pomenuta dva stupnja, onda se prema jednačini (4.39) vrši raspodjela preostalog dijela iskoristivog toplotnog pada na stupnjeve.

Konačno definisanje protočnog dijela turbine potčinjava se zahtjevuvisoke ekonomičnosti turbine, tj. konstruisanju stupnjeva sa visokimstepenima korisnosti.


33/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.33

Kao što je već poznato, taj uslov može da se ostvari kod optimalnihodnosa 1/ cu za svaki stupanj, što se postiže:

- primjenom visoko-ekonomičnih profila mlazničkih i radnih lopatica;- dobrom izvedbom i organizacijom postupnosti u protočnom dijelu

turbine;- pravilnim izborom i dobrom izradom radijalnih i aksijalnih

zaptivača;- izborom pravilnih prekrivanja za radne loaptice.

Povećanje prečnika narednih stupnjeva treba da je u potpunojsaglasnosti sa prirastom visine usmjeravajućih i radnih lopatica. U slučajuda se u postupku raspodjele toplotnih padova na stupnjeve ne uspijeobezbijediti optimalan odnos 1/ cu i postupnost u protočnom dijelu turbine,treba izvršiti promjenu pritiska u oduzimanjima pare. Znači, daje se

prednost zadovoljenju uslova za veću ekonomičnost turbine.

Po završetku toplotnog proračuna turbine, neophodno je unijeti potrebne izmjene i preciziranja u njenu toplotnu šemu u cjelini.

4.3.6. Stepeni korisnog djelovanja turbine, snaga i protokpare

4.3.6.1. Stepeni korisnosti

Toplotni proces u višestupnoj parnoj turbini u si dijagramu,šematski je prikazan na slici 4.9. Proces je dat za računske parametre pare( 0 p , 0t - pritisak i temperatura pred turbinom; k p - pritisak iza turbine) i

obuhvatio je sve unutrašnje gubitke toplotne energije. Iz toplotnog procesa, prema oznakama na slici 4.9, mogu se definisati:

0i ,'kt i - entalpija pare pred turbinom i na kraju samog

procesa izentropske ekspanzije;

k i - entalpija izrađene pare;

kt ii H 00 - raspoloživi toplotni pad turbine;


34/58

Energetske mašine

Parne turbine4.34

0 0 kt H i i - raspoloživi toplotni pad protočnog dijela turbine;

0 0 H H H

- toplotni gubici zbog prigušivanja u ventilima,

pv H i izlaznom kućištu prema kondenzatoru

ik H ;

k i ii H 0 - iskorišćeni toplotni pad u turbini.

Korisno iskorišćeni toplotni pad u turbini i H predstavlja unutrašnji

rad 1 kg pare u turbini. Ovaj pad je dobijen kada se od izentropskog(adijabatskog) toplotnog pada 0 H oduzmu svi gubici toplotne energije, pase i naziva unutrašnji toplotni pad u turbini.

Odnos toplote i H , transformisane u mehanički rad unutar turbine,

prema toploti 0Q , predatoj radnom fluidu u kotlu, naziva se apsolutni

unutrašnji stepen korisnosti

0Q

H ii . (4.40)

Ako je poznat i konstantan protok pare G , kg/s, kroz turbinu, moguće je odrediti unutrašnje snage ostvarene:

kod idealne turbine – teoretska snaga, 0 N , kW

00 H G N ; (4.41)

kod realne turbine – unutrašnja snaga, i N , kW

ii H G N . (4.42)

Odnos unutrašnje i teoretske snage ili odnos unutrašnjeg toplotnog pada i H prema raspoloživom izentropskom padu 0 H , predstavlja relativni

unutrašnji stepen korisnog djelovanja (SKD) turbine


35/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.35

0000 H

H

H G

H G

N

N iiii

. (4.43)

p i z*

Ak

A0A0

p 0 t ' 0

Ak

Akt

Akt

p ' k p k

H

H 0

H ' 0

H i

ikt

ik

i0

ikt

h i

H

i k

H

p v

'

'

''

Slika 4.9. Uproš ćena šema toplotnog procesa ekspanzije pareu višestupnoj turbini, prikazana u si dijagramu

S druge strane može se napisati da je:

0

1

00 H

h

H

H

z

ii

ii

. (4.44)


36/58

Energetske mašine

Parne turbine4.36

Isto tako, relativni unutrašnji SKD turbine može da se izrazi kao:

kt

k ii

ii

ii

H

H

0

0

00 , (4.45)

gdje je

0i - zaustavna ili totalna entalpija pare na ulazu u turbinu.

Kad je poznata vrijednost unutrašnjeg SKD i0 , unutrašnja snaga

može da se izrazi na sljedeći način:

iiii N H G H G N 0000 . (4.46)

Unutrašnja snaga i N ne koristi se u potpunosti, ona je veća od

efektivne snage e N na spojnici sa električnim generatorom (ili druge radne

mašine).

Efektivna snaga je manja za mehaničke gubitke energije (savladavanjeotpora trenja u ležajevima, pogon uljne pumpe, sistema regulisanja i drugihuređaja na turbini), koji iznose

eim N N N .

Efektivna snaga turbine (na spojnici), dakle, iznosi

mie N N N . (4.47)

Mehanič ki SKD određuje se odnosom efektivne i unutrašnje snageturbine

i

em N

N , (4.48)


37/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.37

odakle je efektivna snaga na spojnici turbine

mimimie N H G N N 0000 . (4.49)

Koeficijent i0 kreće se u dosta širokim granicama od 78,076,0 do

86,083,0 . Zavisi od konstrukcije turbine, njene snage i parametara svježei izrađene pare. Savremene višestepene parne turbine imaju

88,087,00

i

i

98,097,0 m .

Odnos efektivne snage e N prema snazi idealne turbine 0 N naziva se

relativni efektivni stepen korisnosti

0 0

0 0

e e ie i m

i

N N N

N N N

. (4.50)

Ako turbina neposredno pogoni električni generator, onda je njegovaelektrična snaga g N manja od efektivne snage na spojnici turbine za

gubitke električnog generatora, pa je

g e g N N N .

Odnos snage na stezaljkama električnog generatora g N prema

efektivnoj snazie

N , naziva se stepen korisnosti električ nog generatora

e

g g N

N , (4.51)


38/58

Energetske mašine

Parne turbine4.38

odakle je snaga generatora:

g mi g mi g eel g N H G N N N 0000 . (4.52)

Relativni električ ni stepen korisnosti je

0. . 0 00 0

g g i eel e g i m g

i e

N N N N

N N N N . (4.53)

Na osnovu određenih relativnih SKD može da se zaključi da onikarakterišu mjeru savršenstva transformacije energije u turbomašini i

predstavljaju odnos iskorišćene snage prema mogućoj teoretskoj snazi.

Kao što je od ranije poznato, termički stepen korisnog djelovanja t ,

karakteriše termodinamičku valjanost ciklusa. Kada se to primijeni naenergetsko postrojenje "kotao-turbina", onda će termički SKD predstavljatiodnos raspoložive toplotne energije pred turbinom 0 H prema toploti koja je

predata radnom fluidu u kotlu, 0Q , tj. vrijedi:

0

0

Q

H t . (4.54)

Prema jednačini (4.40) definisan je apsolutni unutrašnji stepenkorisnosti, pa se prethodni izraz može napisati i u drugom obliku:

it ii

i Q

H

Q

H 0

0

00

0

. (4.55)

Izvodi se zaključak da proizvod termičkog SKD i relativnogunutrašnjeg SKD predstavlja apsolutni SKD. Apsolutni SKD karakterišeekonomičnost transformacije energije u parnoturbinskom postrojenju ucjelini. Na taj način mogu da se izvedu i drugi oblici apsolutnih stepenakorisnosti.


39/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.39

Odnos efektivne snage turbine prema utrošenoj toploti 0Q u kotlu u 1

s, naziva se apsolutni efektivni SKD:

et mit mii

ieee N

N

Q

N

Q

N 00

00

. (4.56)

Odnos električne snage prema utrošenoj toploti u kotlu u jedinicivremena, naziva se apsolutni električ ni SKD:

g mi g mit el t g

el Q

N 00

0

. (4.57)

Na osnovu prethodnih proračuna može da se definiše:

efektivna snaga turbine e N , kW

ee H G N 00 ; (4.58)

unutrašnja (indicirana) snaga turbine i N , kW

m

ei

N N

. (4.59)

4.3.6.2. Protok (potrošnja) pare

Protok pare kroz turbinu određuje se istovremenim rješavanjem jednačima (4.41) i (4.52):

g mi

g

H

N G

00

, kg/s. (4.60)


40/58

Energetske mašine

Parne turbine4.40

Pri određivanju očekivanog protoka pare kroz turbinu, koeficijenti i0 ,

m i g su nepoznate veličine, pa ih treba uzeti na osnovu iskustvenih

podataka ili pretpostaviti.

Približna vrijednost relativnog unutrašnjeg stepena korisnosti turbineodređuje se iz odnosa

m

ei

00 ,

pri čemu se za orijentacione proračune mogu uzeti podaci iz tabele 4.1.

Očigledno je da stepeni korisnosti zavise od snage mašine. Zasavremene turbine većih snaga, u tabeli 4.1 je dat m (turbine dobre izvedbe

i dobrog stanja eksploatacije). Koeficjenti g zavise od snage generatora,

broja obrtaja i načina hlađenja. U tabeli 4.1 dati su podaci za g generatora

manjih snaga sa vazdušnim hlađenjem. Za generatore većih snaga od 50000kW sa vodoničnim hlađenjem može se uzeti 985,0 g .

Tabela 4.1. Orjentacione vrijednosti za stepene korisnostiStepen

korisnostiSnaga u kW: ee N f 10 ; em N f 2 ; g g N f

500 1.000 4.000 7.000 10.000 15.000 18.000

oe 0,67 0,725 0,78 0,82 0,83 0,835 0,84

m 0,96 0,97 0,985 0,991 0,995 0,996 0,997

g 0,925 0,927 0,943 0,951 0,955 0,959 0,96

Protok pare G , kg/s, kroz turbinu sa oduzimanjem pare može da seizrazi i slijedećom jednačinom:

0 0

g od k od

k m g k

N i iG G

i i i i

, kg/s, (4.61)


41/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.41

gdje su (slika 4.10):

0 0 . 0od od a ii i i i - entalpija oduzete pare;

0k od od ka ii i i i - entalpija pare u kondenzatoru;

od G - količina oduzete pare, kg/s;

iod.a - entalpija pare pri adijabatskoj ekspanziji od početnih parametara stanja pare do pritiska pri kome se vršioduzimanje pare, kJ/kg ;

kai - entalpija pare pri adijabatskoj ekspanziji pare od pritiskaoduzimanja od p do pritiska u kondenzatoru k p , kJ/kg ;

0i - relativni unutrašnji SKD dijela turbine visokog pritiskado mjesta oduzimanja;

0i - relativni unutrašnji SKD dijela turbine niskog pritiska poslije oduzimanja do kondenzatora.

i0

iodi k

'oi ''oi

p 00 t 0

p o d

p k

Aod

Ak

AktAktika

iod

i0

iod.a

i

s

i -

i o d . a

0

i

- i k

a

o d

ik

'

a) šema kondenzacione turbine saoduzimanjem pare

b) toplotni proces u si dijagramu

Slika 4.10. Šematski prikaz kondenzacione turbine sa oduzimanjem parei toplotnog procesa u si dijagramu, uz prorač un protoka pare

kroz turbinu, jednač ina (4.61)


42/58

Energetske mašine

Parne turbine4.42

Ocjena efikasnosti rada kondenzacionih turbina izvodi se i prekospecifične potrošnje pare ed , potrebne za proizvodnju 1 kWh električne

energije

el g e H N

Gd

.00

3600

, kg/kWh, (4.62)

gdje je sa G data sekundarna potrošnja (protok) pare u turbini, dok se

veličina ed kre

će se u dijapazonu d e = 3 ÷4 kg/kWh.

Ekonomičnost kondenzacionog turbinskog postojenja obično seizražava specifičnom potrošnjom toplote q , kJ/kWh. Količina utrošenetoplote za proizvodnju 1 kWh je

el g N

Qq

10 , (4.63)

gdje je g N - snaga na stezaljkama (izvodima) generatora, data u kW (npr.,

turbina K-300-240, instalisane snage 300 MW, ima 7704q kJ/kWh).

4.3.6.3. Grani č na snaga turbine

4.3.6.3.1. Granična snaga kondenzacione turbine bez oduzimanja pare

Graničnom snagom turbine naziva se takva maksimalna snaga na kojuse ona može konstruisati i izgraditi, a da zadovolji uslove sigurnosti kodzadatih parametara i broja obrtaja.

Jednačina snage kondenzacione turbine bez oduzimanja definisana jeizrazom (4.52),

g mi g H G N 000 .


43/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.43

Iz prethodnog izraza vidi seda snaga turbine uglavnom zavisiod protoka pare 0G , pošto je 0 H

ograničeno početnim i konačnim parametrima pare, a vrijednosti i0 ,

m i g mijenjaju se u srazmjerno

malim granicama.

Protok pare ograničen je kodkondenzacionih turbina sadimenzijama radnih lopatica

poslednjeg stupnja. Njihova dužina je uslovljena čvrstoćom idozvoljena je do određene granice.Ta činjenica ograničava izlaznu

površinu poslednjeg stupnja ilimitira protok pare, a adekvatnotome i snagu turbine sa jednim

tokom pare.

Na taj način, granična snaga jednostrujne turbine zavisi od propusne mogućnosti lopatičnerešetke poslednjeg stupnja, slika4.11.

Slika 4.11. Lopatice poslednjeg stupnja turbine niskog pritiska sa

naznač enim dimenzijama

Za radne lopatice poslednjeg stupnja može da se napiše jednačinakontinuiteta

0 2 2 2 2sinl z zG v f w D l w . (4.64)


44/58

Energetske mašine

Parne turbine4.44

Protok pare iz prethodne jednačine (4.64) je

22 2 2 2

02

2

sin sin z z z z

z

D l w D cG

Dv vl

. (4.65)

Kada se uzme 2 90 ,

n

u D

602 i

z

z

l

D, jednačina (4.65) će

imati oblik:

22

0 22

3600 u cG

n v

= F z· 2

2

c

v, (4.66)

pri čemu je

22

60 z D nu

,

odakle je prstenasta površina izlaznog presjeka pare u kondenzator,omeđena radnim lopaticama poslednjeg stupnja dužine l z i srednjeg prečnika

D z (slika 4.11):

2

2

3600 u

n

= D z· π· l z = F z.

Dakle, to je aksijalna površina poslednjeg stupnja, kroz koju protiče para u kondenzator turbine.

Prema jednačini (4.30), brzina pare 2c je

2 02 2iz izc h H ,


45/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.45

pa konačni izraz za protok pare kroz rešetku poslednjeg stupnja glasi:

20

0 22

3600 2 izu H Gn v

= 0

2

2 z iz F

H v

. (4.67)

Kada se vrijednost 0G uvrsti u jednačinu (4.52), dobije se izraz za

granič nu snagu kondenzacione turbine bez oduzimanja pare u obliku:

20 0 0

. 22

3600 2 iz i m g g gr

u H H N n v

, (4.68)

odnosno

0 02

2 z g gr iz oi m g F

N H H v

. (4.68.a)

Granična snaga turbine dobija se kada se u jednačinu (4.68) uvrstedozvoljene vrijednosti za u , i ζ iz. Kod savremenih turbina uzimaju se

sljedeće granične vrijednosti:

400380 u m/s, kod n = 50 s-1; 4,26,2 ; ζ iz = 0,025 ÷0,03.

Za turbine velikih snaga, koje pogone dvopolne električne generatore,uzima se 3000n o/min (50 s-1). Specifična zapremina pare zavisi odvakuuma u kondenzatoru, te sa povećanjem vakuuma raste i 2v , a granična

snaga gr g N . snižava se u odgovarajućoj mjeri.

Na osnovu jednačine (4.68.a), očigledno je da granična snaga turbinezavisi od površine protočnog presjeka F z zadnjeg stupnja kondenzacioneturbine, a ova zavisi i od broja obrtaja, pojašnjenje uz jednačinu (4.66). Kodzadanog broja obrtaja n, maksimalna propusna prstenasta površina zadnjegstupnja F z ograničena je čvrstoćom materijala lopatica i gustoćom ρmat togmaterijala.


46/58

Energetske mašine

Parne turbine4.46

Naprezanja na istezanje (kidanje) lopatice nastaju usljed djelovanjacentrifugalne sile, koja se određuje po formuli:

P cf = m ω2 R z = ρmat f pl l z 4 π

2 n2 2

z D = 2 ρmat f pl F z π n2 , (4.69)

gdje je:

P cf - centrifugalna sila lopatica konstantnog presjeka;

f pl - površina poprečnog presjeka jednog profila lopatice;ω =2 π n - ugaona brzina rotora turbine;

ρmat - gustoća materijala lopatice;n - broj obrtaja rotora turbine.

Naprezanje na istezanje u korijenu lopatice konstantnog presjeka(slika 4.12) pod utjecajem centrifugalne sile određuje se po formuli:

22cf konst z mat z pl

P F n

f . (4.70)

Poslednji stupnjevi turbine imaju lopatice promjenljivog presjeka posvojoj dužini (slika 4.13), tako da je najveća površina presjeka u korijenulopatice, a smanjuje se prema periferiji ili vrhu lopatice. Takva konstrukcijalopatica znatno smanjuje naprezanje u presjeku korijena lopatice u odnosuna lopaticu konstantnog presjeka, slika 4.12. Pomenuto sniženje naprezanja(rasterećenje) uzima se pri proračunu u obzir preko koeficijenta k rs.

Na taj način, dozvoljeno naprezanje na istezanje za materijal lopaticeod djelovanja centrifugalnih sila lopatice promjenljivog presjeka računa se

po formuli:

σ z =2

rsk ρmat F z π n

2. (4.71)


47/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.47

Koeficijent rasterećenja k rs zavisi od od odnosa poprečnog presjekana periferiji i u korijenu lopatice f p /f k i izračunava se po empirijskoj formuli 180,61 :

10, 35 0, 65 p

rs k

f

k f .

Slika 4.12. Rotorske lopatice poslednjeg stupnja turbina niskog pritiska, približnokonstantnog presjeka, 199

Slika 4.13. Vitopere lopatice promjenljivog presjeka podužini

Vrijednosti odnosa f p /f k kreću se od 0,1 do 0,14, a maksimalnavrijednost koeficijenta rasterećenja uzima se k rs ≈ 2,4.


48/58

Energetske mašine

Parne turbine4.48

Naravno, pri proračunu turbinskih lopatica uzima se u račundozvoljeno naprezanje na istezanje određenog materijala od kojeg jeizrađena lopatica, doz z . Na osnovu jednačine (4.71), vidljivo je da

dozvoljeno naprezanje zavisi od poprečnog prstenastog presjeka u posljednjem stupnju turbine niskog pritiska (TNP), F z (dimenzije D z i l z),gustoće materijala ρmat i broja obrtaja n.

Preko jednačine (4.71), može se u izraz za graničnu snagu turbine(4.68.a) uvesti dozvoljeno naprezanje preko površine F z iz jednačine (4.71):

F z = 22

dozrs z

mat

k

n

. (4.72)

Isto tako, treba konstatovati da su jednačine za graničnu snagu turbine(4.68) odnosno (4.68.a) izvedene pod pretpostavkom da nema oduzimanja

pare iz protočnog dijela turbine. Stvarna količina pare koja struji kroz prstenasti presjek F z u kondenzator, može da se odredi kada količinu G0 (4.65) pomnožimo sa koeficijentom m>1, koji uzima u obzir ostvarenusnagu oduzimnim tokovima pare usmjerenih na regenerativno zagrijavanje,

Gk = m G0 = m F z 22

c

v= 0

2

2 z izm F

H v

, (4.73)

pri čemu je već uzeto da je α2 = 900 i c2 = 02 iz H .

Koeficijent m zavisi od parametara svježe pare, nivoa zagrijavanjanapojne vode, broja oduzimanja pare i njihovog položaja u protočnom dijeluturbine, a kreće se od 1,1 do 1,25. Uvršćavajući u jednačinu (4.68.a)koeficijent m, tj. Gk umjesto G0 i F z iz jednačine (4.72), dobija se konačni

izraz za graničnu snagu turbine sa jednim tokom pare u kondenzator kroz posljednji stupanj TNP:

. 022

22

dozrs z

g gr iz oi m g mat

k m N H

n v

. (4.74)


49/58


50/58

Energetske mašine

Parne turbine4.50

c) Primjena razdvojenih tokova pare, čime se ukupna količina pare poslije TSP dijeli na više tokova, tj. na više kućišta TNP sa jednimili načešće dva izlaza pare u kondenzator (slike 4.14, 4.15 i 4.16).

S druge strane, protok pare i granična snaga turbine može da se poveća i na principijelno drugačiji način: povećanje površine izlaznog presjeka F z smanjivanjem broja obrtaja turbine, te izborom legiranih čelikasa manjim gustoćama materijala (npr. titan) za izradu lopatica turbine.Sličan uticaj na povećanje granične snage turbine imaju i tehnološke mjere,

kao na primjer pogoršanje stepena korisnosti turbine na račun pove

ćanjaizlaznih gubitaka ζ iz (jednačina 4.74) i povećanjem pritiska kondenzacije pk

(pogoršavanje vakuuma), čime opada specifična zapremina pare v2 na izlazuiz posljednjeg stupnja, a time i povećanje granične snage turbine, jednačina(4.74).

U narednom tekstu daju se nešto detaljnija obrazloženja za različite postupke koji su naprijed navedeni, a kojima se mogu povećati graničnasnaga turbine.

1. Razdvajanje tokova pare je značajna mjera za povećanje jedinične

snage turboagregata. Ugrađuje se više kućišta TNP sa jednim ili dva izlaza pare u kondenzator, čime se višestruko povećava ukupna prstenasta površina za izlaz u kondenzator.

Tako na primjer, primjenjujući razdvojene tokove pare u poslednjemdijelu turbine, jedinična snaga turbine može da se poveća za 2 puta pri istimostalim uslovima. Dijeleći tok strujanja pare na 3 dijela, snaga se može

povećati 3 puta, itd. Takav slučaj je na turbinama snage 300 MW utermoelektranama Gacko i Ugljevik, slika 4.14.

Stupnjevi turbine niskog pritiska (TNP) nastavljaju se odmah u

produžetku turbine srednjeg pritiska (TSP) i to dio sa 5 stupnjeva, kroz kojese usmjerava 1/3 pare, a ostalih 2/3 pare preko prestrujnih cijevi usmjeravase u dvostrujni dio TNP (2x5 stupnjeva).

Najveća jedinična snaga turbine na svijetu je turbina firme "Siemens"neto snage 1600 MW na zasićenu paru, koja se gradi u NE Olkiluoto uFinskoj i ima turbinski dio niskog pritiska sa tri kućišta i šest izlaza pare u


51/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.51

kondenzator. Slična turbina snage 1240 MW na zasićenu paru proizvedena je od strane njemačke firme KWU i ugrađena 1974. godine u NE Biblis,slika 4.15.

Slika 4.14. Razdvojeno strujanje pare na tri toka sa po pet stupnjeva u TNPu turbini K -300-240-1 LMZ u termoelektranama Gacko i Ugljevik

Legenda uz sliku 4.14: snaga 300 MW; parametri svježe pare 23,5 MPa/545 0C;

parametri međ upregrijane pare 3,9 MPa/545 0C

Turbinski dio niskog pritiska sa tri kućišta i šest izlaza pare ukondenzator imaju i turbine sa nadkritičnim parametrima pare jediničnihsnaga 800 MW i 1200 MW , slika 4.15 i 4.16. Šeme strujanja pare u nekolikovelikih višekućišnih kondenzacionih turbina prikazane su na slici 4.16.


52/58

Energetske mašine

Parne turbine4.52

Slika 4.15. Šema KWU turbine neto snage1240 MW na zasićenu paru sa šest izlaza pare u kodenzator (slič na šema primjenjena

je i u NE Olkiluoto, Finska neto snage 1600 MW)

Grade se parne turbine na zasićenu paru i sa brojem obrtaja od 50 s-1,ali sa po četiri kućišta TNP i osam izlaza pare u kondenzator, slika 4.16.g.Veći broj izlaza pare u kondenzator primjenjen je zbog nominalnog brojaobtraja od 3000 o/min. Takve turbine ukrajinske firme HTZ predviđene suza rad u nuklearnim elektranama sa kanalnim reaktorima i to:

a) parna turbina K-500-65/3000 sa RBMK-1000, električne snage1000 MW , i

b) parna turbina K-750-65/3000 sa RBMK-1500, električne snage1500 MW .

2. Baumanov stupanj turbine je pretposljednji dvopojasni stupanj kao jedna od mjera za povećanje površine izlaza pare u kondenzator turbine,slika 4.17. Kod ovakve konstrucije pretposlednji stupanj ima skoro istedimenzija kao i posljednji, ali izvodi se kao dvopojasni. Dio pare prolazikroz donji pojas (pri korijenu lopatice) i ulazi u poslednji stupanj, G z. Drugi

dio pare (oko 1/3) prolazi kroz periferni (gornji) pojas i direktno seusmjerava u kondenzator, G g.p.

Kod Baumanovog turbinskog stupnja (slika 4.17), površina izlaznog presjeka u kondenzator sastoji se iz površine poslednjeg stupnja i perifernogdijela pretposlednjeg stupnja. Pošto kroz poslednji stupanj ne protiče svakoličina pare Gk , nego samo količina G z (slika 4.17), moguće je smanjiti


53/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.53

visinu posljednje lopatice, njen odnos l z /D z i obimnu brzinu na periferiji ilina vrhu lopatice, u p. U gornjem pojasu Baumanovog stupnja koristi setoplotni pad jednak sumi toplotnih padova donjeg pojasa tog stupnja itoplotnog pada u poslednjem stupnju, tj. h g.p ≈ h z + hd.p. PrimjenaBaumanovog stupnja kod kondenzacionih turbina omogućuje povećanjegranične snage za oko 1,5 puta, ali je njegova primjena malo zastupljenazbog snižavanja ekonomičnosti protočnog dijela TNP, 181,62 .

a) K-100-90 LMZ; b) K-160-130 HTZ; c) K-200-130 LMZ; d) K-300-240 LMZ;e) K-500-240 HTZ; f) K-800-240 LMZ i K-1200-240 LMZ; g) K-500-65/3000 HTZ iK-750-65/3000 HTZ; h) T-250/300-240 TMZ

Slika 4.16. Šeme strujanja pare u nekoliko izvedenihkondenzacionih višekućišnih turbina

Legenda uz sliku 4.16: 1 - međupregrijač pare; 2 - separator i pregrijač pare;3 - oduzimanje pare za toplifikaciju

Na našim prostorima primijenjen je na turbinama snage 200 MW(K-200-130 LMZ) u termoelektranama "Tuzla", TENT A, "Kosovo A" i dr.


54/58

Energetske mašine

Parne turbine4.54

3. Smanjivanje broja obrtaja sa 50 s-1 na 25 s-1 i prelazak načetveropolni električni generator utiče na četverostruko smanjenjecentrifugalne sile, koja djeluje na duge lopatice posljednjeg stupnja TNP(jednačina 4.69). Naravno, to omogućava primjenu većih dužina lopaticazadnjeg turbinskog stupnja, povećanu izlaznu površinu F z (jednačina 4.72) i

povećanje granične snage turbine za četiri puta (jednačina 4.74).

Treba istaći, da u praksi uslučaju smanjenja broja obrtaja za 2

puta, granična snaga turbine se ne povećava za 4 puta, kako bi to

slijedilo iz jednačine (4.74). Razlogtome su neophodnost znatnog

povećanja dimenzija rotora,kondenzatora i izlaznih dijelovakučišta TNP, pa njihova tehnologijaizrade postaje znatno otežana. Zbogtoga se dužine zadnjih lopatica i

prečnik stupnja kod sporohodnihturbina povećava za oko 1,5 puta,

tabela 4.2.

Primjena sniženog brojaobrtaja na 1500 o/min (25 s-1),uglavnom se odnosi na sporohodneturbine na zasićenu paru unuklearnim elektranama i to za većesnage, za sada do 1600 MW , tabela4.2.

Slika 4.17. Protoč ni dio turbineniskog pritiska sa dvopojasnim

pretposljednjim stupnjem(stepen Baumana)

U zemljama koje imaju frekvenciju u elektromreži od 60 Hz,

pomenuto smanjivanje broja obrtaja primjenjuje se sa 60 s-1 na 30 s-1 (1800o/min), što se vidi i iz tabele 4.2.

4. Uticaj materijala lopatica na graničnu snagu turbine vidljiv je iz jednačine (4.74). Određeno povećanje te snage ostvaruje se povećanjemdozvoljenog naprezanja na istezanje doz z i smanjenjem gustoće materijala


55/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.55

od koje se izrađuje lopatica, ρmat . Danas se duge lopatice TNP grade odlegure titana, koja ima gostoću ρmat = 4,5 kg/m

3, dok je gustoća legiranihner đajućih čelika 7,8 kg/m3.

Tabela 4.2. Dimenzije lopatica posljednjeg stupnja izvedenihkondenzacionih turbina velikih snaga na pregrijanu i zasićenu paru i sarazlič itim brojem obrtajaSnaga, MW /proizvođač

n, s-1

l z , mm D z /l z

D z ,m

D p,m

F z ,m2

Σ F z ,m2

usr ,m/s

u p ,m/s

Ne/ Σ F z , MW/m2

270/BBC 60 723 3,0 2,17 2,89 4,93 29,6 408,8 544,5 9,1

340/GE i Hitac. 60 851 2,71 2,31 3,16 6,50 12,3 435,2 595,3 27,6

100/LMZ 50 665 3,0 2,0 2,66 4,18 8,35 314,0 418,0 12,0

200/LMZ 50 765 2,75 2,1 2,87 5.04 10,09 330,0 450,0 19,8

220/HTZ 50 852 2,76 2,35 3,20 6,25 25,0 369,0 502,0 8,8

300/LMZ 50 960 2,58 2,48 3,44 7,48 22,4 389,4 540,0 13,4

500/LMZ 50 960 2,58 2,48 3,44 7,48 29,9 389,4 540,0 16,7

500/HTZ 50 1050 2,43 2,55 3,60 8,41 33,6 400,4 565,2 14,9

500/HTZ 50 852 2,76 2,35 3,20 6,25 50,0 369,0 502,0 10,0

500/HTZ 50 1050 2,43 2,55 3,60 8,41 67,3 400,4 565,2 7,4

660/Parsons 50 940 2,62 2,46 3,40 7,26 43,6 386,0 534,0 15,1

750/HTZ 50 1030 2,45 2,53 3,486 8,19 65,5 397,2 547,3 11,45

800/LMZ 50 960 2,58 2,48 3,44 7,48 44,9 389,4 540,0 17,81000/HTZ 50 1200 2,50 3,00 4,20 11,3 90,4 471,0 659,4 11,1

1200/LMZ 50 1200 2,50 3,00 4,20 11,3 67,8 471,0 659,4 17,7

1200/BBC 50 1200 2,71 3,25 4,45 12,25 73,5 510,5 699,0 16,3

850/GE 30 965 3,35 3,23 4,20 9,82 58,9 315,6 395,6 14,4

1100/Parsons 30 1320 3,17 4,18 5,50 17,33 103,8 394,0 518,0 10,6

1160/BBC 30 1320 3,0 3,96 5,28 16,45 98,70 372,1 496,4 11,75

1170/Mitsubisc. 30 1117 3,0 3,50 4,47 11,85 71,6 329,7 421,1 16,3

1180/GE 30 965 3,35 3,23 4,20 9,82 58,6 304,3 395,6 20,1

1350/KWU 30 1138 3,14 3,57 4,71 13,9 83,4 336,3 443,7 16,2

1360/West.h. 30 1117 3,02 3,37 4,49 11,85 71,6 317,5 422,9 19,0

660/KWU 25 1365 3,14 4,29 5,65 18,4 73,6 336,8 443,5 10,0

660/KWU-AEG 25 1500 2,87 4,30 5,80 20,3 81,2 337,5 455,3 8,11000/HTZ 25 1450 2,86 4,15 5,60 18,9 113,4 325,8 439,6 8,8

1300/KWU 25 1365 3,14 4,29 5,66 18,4 110,4 336,8 444,0 12,36

1600/Siemens 25 1830 2,85 5,22 7,05 30,0 180,0 410,0 553,4 8,9


56/58

Energetske mašine

Parne turbine4.56

Uticaj kvaliteta materijala na graničnu snagu turbine pogodno jeizraziti preko kompleksa ρmat /

doz z , koji bi se nalazio u nazivniku jednačine

(4.74). Što je manji odnos ρ / σ za materijal radnih lopatica, veća je graničnasnaga turbine. Kod do sada primjenjivanih titanovih legura, odnos ρ / σ iznosio je 12,6 kg /(m3 MPa), a za legirane čelike taj odnos je 17,3 kg /(m3 MPa). Primjenom titanovih materijala moguće je povećati graničnusnagu za približno 1,5 puta, 62 .

U literaturi 181,62 navodi se interesantan primjer za vezu izmeđugranične snage turbine i kvaliteta materijala lopatica poslednjeg stupnja.Ako se za visokolegirani čelik uzme da je doz z =450 MPa, onda to

naprezanje definiše aksijalnu površinu F z.

Korišćenjem jednačine (4.72) kod n=50 s-1, dobija se graničnavrijednost površine F z=8,6 m

2. Usavršavanjem čelika za lopatice poslednjegstupnja TNP, uključujući i titanove legure, kao i poboljšavanje profilalopatica u cilju povećanja koeficijenta k rs, moguće je povećati graničnuaksijalnu površinu F z, a time i graničnu snagu turbine. Iz tabele 4.2 vidljivo

je da turbine snage 1200 MW firmi LMZ , BBC i HTZ kod 50 s-1 imaju

dužine lopatica 1200 mm (legure titana), a izlaznu površinu F z =11,3 12,25 m2. Vode se daljnja istraživanja sa ciljem sa se ostvari izlazna

površina u jednom toku pare do 16 m2 kod n = 50 s-1 i time još više povećagranična snaga turbine.

5. Iz predhodnih jednačina za graničnu snagu N g.gr , vidi se daodređenu ulogu ima i stepen korisnosti turbine, odnosno izlazni gubici ζ iz.Povećanjem izlaznih gubitaka za 50%, povećava se granična snaga turbineza 22%.

Promjena gubitaka energije sa izlaznom brzinom2

c ima veći uticaj naturbine sa vlažnom parom kod NE. Kod gubitaka sa izlaznom brzinomvećih od 70 kJ/kg , može se desiti da brzina 2c prekorači brzinu zvuka, pa seekspanzija pare odvija djelimično i izvan radne rešetke posljednjeg stupnja.

Izlazna brzina 2c zavisi od dozvoljenih gubitaka energije 2c /2, kojise, u zavisnosti od cijene goriva, definišu vremenom korišćenja postrojenja,


57/58

Energetske mašine

Parne turbine 4.57

zatim troškovima investicionog i tekućeg održavanja, kao i eksploatacionimtroškovima.

6. Specifič na zapremina izlazne pare 2v odnosno gustoća te pare,

utiče na graničnu snagu turbine, tako da je snaga manja što je 2v veće(jednačina 4.74). Pogoršanjem ekonomičnosti cijelog turbinskog postrojenja na račun pogoršanja vakuuma u kondenzatoru, odnosno povećanjem pritiskakondenzacije k p , smanjuje se spacifična zapremina pare ( 2 naravno raste)

i povećava granična snaga turbine. Ipak, na ovaj način znatno se smanjujeekonomičnost turbinskog postrojenja, pa taj metod nije prikladan za

povećanje granične snage turbine.

Pri povećanju pritiska k p od 3,5 do 5,0 kPa, kod istih ostalih uslova,

granična snaga se povećava za 43%. Stepen korisnosti turbinskog postrojenja smanjuje se za 0,5% kod savremenih turbina sa pregrijanom parom i za 0,9% za turbine sa zasićenom parom.

7. Dimenzije lopatica posljednjeg stupnja ne zavise samo odnaprezanja lopatica, nego je prisutno i ograničenje uslijed opasnosti od

erozije lopatica na periferiji stupnja, kao i od stepena korisnosti samogstupnja. Kod dužih lopatica poslednjeg stupnja, povećava se opasnost oderozije, jer je veća obimna brzina na periferiji radnog kola. Stepenkorisnosti tog stupnja smanjuje se sa povećanjem dužine i vitoperenjalopatica, a posebno kada rad turbine znatnije odstupa od nominalnogrežima.

Podaci pretstavljeni u tabeli 4.2 daju dobru sliku o izlaznim parametrima raznih vrsta turbina, pa i o dostignutom stepenu graničnihsnaga turbina koje koriste pregrijanu i zasićenu paru. Najveće dužine

posljednjih lopatica TNP kod 3000 o/min ostvarene su sa 1200 mm ( F z=11,3

m2), dok kod turbina sa upola manjim brojem obrtaja najveća dužinalopatica iznosi 1500 mm

poglavlje 4 - višestepene paren turbine

Documents