Tento web obsahuje aplikace Google Adsense a Google analytics, které využívají data ze souborů cookie, více informací. Používání této stránky vyjadřujete souhlas s využitím těchto dat. Využívání dat ze souborů cokie lze zakázat v nastavení Vašeho prohlížeče.

25. Parní turbína v technologickém celku

Autor: Jiří Škorpík, skorpik@fme.vutbr.cz : aktualizováno 2016-03-08

Základní rozdělení a způsoby zařazení parní turbíny v technologickém celkem jsou popsány v kapitole Parní turbíny [23.].

Požadované parametry a vlastnosti technologického celku jsou součásti zadání pro návrh parní turbíny. Odtud plyne nejen průtok a parametry páry, ale například i požadavky na průměrný počet startů za rok a jejich rychlost, otáčky, množství a místo odběrů páry, způsob regulace, charakteristika při částečném zatížení atd.

Zapojení parní turbíny

Zapojení parní turbíny v technologickém celku závísí na typu tohoto celku, obvykle obsahuje parní tubína tyto připojovací uzly:

Příklad zapojení parní turbíny s odběry páry.
1.id830 Příklad zapojení parní turbíny s odběry páry.
1 přívod páry k turbíně; 2 odvodnění vstupního parovodu; 3 uzavírací/havarijní ventil; 4 ovládaní ventilů (nejčastěji mechanicko-hydraulické); 5 regulační ventil/y; 6 odvodnění komor regulačních ventilů; 7 potrubí regulovaného odběru páry; 8 regulační ventil odběru páry; 9 potrubí neregulovaného odběru páry; 10 výstup páry do kondenzátoru; 11 odvodnění stupňové části turbíny (po délce turbíny jich může být několik); 12 vysokotlaké labyrintové ucpávky*; 13 nízkotlaké labyrintové ucpávky; 14 olejový okruh ložisek; 15 sledované veličiny turbosoustrojí.** kontrolním systémem, na který je soustrojí připojeno; 16 přední ložiskový stojan; 17 zadní ložiskový stojan; pat [Pa] atmosférický tlak (okolí turbíny).
*Ucpávky parní turbíny
Celkové množství páry unikající v ucpávkách je do 2% u malých turbín, do 1% u velkých turbín–záleží i na opotřebení ucpávky. Více o principu ucpávek např. [10, s. 152].
**Kontrolované a regulované veličiny
Nejčastěji se kontrolují tlaky a teploty páry na vstupu a výstupu z turbíny a odběrů; tlak a teplota mazacího oleje; otáčky, výkonové parametry generátoru (napětí, proud); polohy regulačních ventilů; poloha hlavní uzavírací/havarijní armatury (otevřeno-zavřeno). Rozmístění měřících míst podle typu bloku, kterého je soustrojí součástí je uvedeno např. v [7, s. 513, 515, 519]. Další sledované veličiny a napojení parních turbín je uvedeno v kapitole Další části parní turbíny a její vybavení [24.].

Turbosoustrojí se umísťují přes litinové podpěry na betonový podklad. Turbosoustrojí umístěné na společném rámu s přílušenstvím se pokladá přímo na betonovou podlahu strojovny. Kondenzátor se umísťuje za turbínu v axiálním směru u velkých turbín je umístěný pod turbínou a samotná turbína na betonovém stole. Velmi malé turbíny cca do 1 MW se nepokládají přímo na podlahu strojovny, ale na betonový podstavec výšky od 40 do 60 cm pro snadnější přístup obsluhy a údržby k takto malým strojům.

Teplárna (tepelné schéma je na obrázku) je vybavena protitlakovou parní turbínou a výkonu 6 MW, pracující s parou o vstupních parametrech 3,5 MPa, 435 °C. Teplárna má dodávat technologickou páru o tlaku 0,6 MPa a teplotě 200 °C. Maximální požadovaný hmotnostní tok technologické páry je 25,5 kg·s-1. Do teplárny se od spotřebitele vrací 60 % kondenzátu o teplotě 95 °C. Z bilance obsahu solí v kotelní vodě vyplývá spotřeba cca 5 % odluhu. Vnitřní účinnost turbíny je 80,8%, spojková účinnost turbíny je 79%, generátoru 94,6%. Termické odplynění je přímo napojeno na sběrnici páry, proto v něm bude také tlak 0,6 MPa, teplota vody na mezi sytosti v napájecí nádrži bude tedy odpovídat tomuto tlaku. Tlak 0,6 MPa bude také v uvolňovači páry z odluhu. Vypočtěte hmotnostní průtok v jednotlivých větvích teplárny. Další parametry budou určeny či odhadnuty během výpočtu.
Úloha 1.id151
Úloha převzata z [9, s. 49].
Obrázek k příkladu 2.
Obrázek k úloze 1.
RS redukční stanice; CH chladící stanice; T parní turbína; G elektrický generátor; k parní kotel; NN napájecí nádrž; OH ohřívák; OD odkal kotle; CHUV chemická úpravna vody; PNK pomocná nádrž kondenzátu; S spotřebiče páry; z odvod brýdových par z odplynění.
zařízení pracovní látka průtok            zařízení pracovní látka průtok
                        [kg·s-1]                                [kg·s-1]
------------------------------------------------------------------------
CHUV     voda           11,88           OD       odluh          1,4     
CH1      pára-výstup    12,1                     vratná pára    0,28    
         voda           2,0811          OH1      voda-výstup    27,18   
CH2      pára-výstup    18,03                    pára-vstup     3,5062  
         voda           0,663           RS1      pára-vstup     10,0182 
K        voda           28,9655         S        voda-výstup    15,31   
         pára           27,563          T        pára-vstup     17,55   
NN       ztráty         0,561                    pára-výstup    17,37   
         pára           1,13                                            
Úloha 1: souhrn výsledků.
reklama

Pracovní režimy parní turbíny

Hlavní pracovními režimy parních turbín jsou startování, normální provoz a odstavování parní turbíny, přičemž startování je složeno ze dvou podrežimů a to spouštění a zatěžování:

Příklad rozložení hlavních provozních režimů parní turbíny.
2.id301 Příklad rozložení hlavních provozních režimů parní turbíny.
a spouštění; b zatěžování; c normální provoz. τ [min] doba od začátku spouštění; P, Pj [W] výkon turbosoustrojí a jmenovitý výkon turbosoustrojí; n, nj [s-1] otáčky turbosoustrojí a jmenovité otáčky turbosoustrojí; nk [s-1] kritické otáčky soustrojí (mohou být i v jiné oblasti-záleží na konstrukci rotoru). Znázorněný diagram se nazývá najížděcí diagram. Doby odpovídají parní turbíně o výkonu kolem 30 MW viz. zdroj [10, s. 160].

Ke každé turbíně existuje najížděcí diagram dodaný výrobcem. Obvykle startování parní turbíny vypadá následovně: před najetím ze studeného stavu (turbína má teplotu okolí) je nutno ji prohřát puštěním malého množství páry při zapnutí odvodnění a odvodu páry z turbíny (například. do kondenzátoru). V při nízkých průtocích je parní turbína protáčena protáčecím zařízením pro rovnoměrné a rychlé prohřátí parní turbíny (jinak v důsledku teplotní roztažnosti materiálu turbíny může docházet k deformacím a poškození turbíny). Po dosažení dostatečného průtoku páry, kdy je turbína schopna překonávat ztráty v mechanismech, se protáčecí zařízení vypíná. Množství páry do turbíny se pozvolna zvyšuje při rovnoměrnému prohřívání. Pokud je turbína vybavena hydrostatickým ložiskem je při spouštění aktivní. Tímto způsobem se zvyšují otáčky až na jmenovité otáčky, kdy dojde k připojení generátoru k síti (asynchronní generátor) nebo k přifázování k síti (synchronní generátor). Nyní soustrojí je již zatěžováno a zvyšováním teploty, tlaku a průtoku páry nedochází ke zvyšování otáček, pouze vnitřního výkonu-nastává druhá fáze startu turbíny tedy zatěžování. Pozvolně se zvyšují parametry páry a zatížení turbíny, přičemž stále probíhá prohřívání turbíny a zvyšování vnitřního výkonu až na požadovaný stav. Poté přechází soustrojí do režimu provoz (viz. níže kapitola Regulace výkonu parních turbín).

Odstavení (zastavení) parní turbíny může být dvojí a to řádné odstavení a havarijní odstavení. Při řádném odstavení se postupně zavírá regulační ventil až na nulový výkon soustrojí, kdy dojde k odpojení soustrojí od sítě, poté se plynule uzavře, za snižování otáček, přívod páry úplně. Jednotlivé části parní turbíny chladnout postupně dochází v důsledku teplotní roztažnosti k deformaci rotoru i statoru, při které mohou být některé její části poškozeny. Takovému poškození se zamezuje občasným pootočením (podle pokynů výrobce) hřídele protáčecím zařízením turbíny než teplota tělesa turbíny neklesne pod bezpečnou mez. Při protáčení je aktivní hydrostatický mazací systém ložisek.

Při havarijním odstavení soustrojí se uzavře náhle havarijní ventil (případně další důležité uzávěry*) turbíny a pára před turbínou je nouzově odvedena mimo soustrojí. Rotor soustrojí se setrvačností dále otáčí dokud se postupně nezastaví. V této fázi je olejové čerpadlo poháněno mechanicky přes hřídel. Jestliže příčinou havárie technologického celku není havárie soustrojí (havárie na pokles tlaku oleje, vibrace, náhlý pokles výkonu, havárie na generátoru například jeho přehřátím, destrukce turbíny apod.) a je zdroj elektřiny pro olejová čerpadla a protáčecí zařízení, pak následuje řízené chladnutí turbíny jako při řádném odstavení. Jestliže je havárie na soustrojí je další postup na obsluze turbosoustrojí. Po havarijním odstavení se musí turbína zkontrolovat vizuálně i diagnosticky a při následném spuštění pečlivě sledovat.

*Poznámka
Uzavřít se musí havaríjně i odběry z turbíny, případně protitlak, které by mohly způsobit zpětné proudění nebo nenávrhové zatížení axiálních ložisek–hrozí vydření ložisek při vyšší síle nebo při změně směru výslednice sil apod.

Start i odstavení turbíny velmi zatěžuje nekteré konstrukční uzly turbíny, proto při jejím návrhu je nutné znát předpokládanou frekvenci startů a tomu konstrukci uzpůsobit (životnost ucpávek, ložisek apod. versus jejich cena). U velkých elektrárenských turbín je frekvence startů obvykle v jednotkách (jaderné elektrárny), v desítkách (uhelné) až ve stovkách (lodní, solární aplikace, u kterých se startuje i každý den [1]) za rok. Konstrukci ještě více než frekvence startů ovlivňuje požadavek na rychlost startů, která je důležitá například u lodních aplikací nebo solárních, v prvním případě pochází požadavek z požadované akcelerace lodě, v druhém případě se jedná o rychlý ranní nárůst solárních zisků solárních kolektorů. Pro rychlý start musí být turbína konstrukčně upravená tak, aby umožňovala rychlé výkyvy teplot (např. speciální barelová konstrukce) a odlehčený rotor [1]. Z termodynamického pohledu lze start turbíny urychlit snížením počtu stupňů (změnou stupně reakce nebo změnou otáček), tím se může snížit vnitřní účinnost turbíny, ale za to se prodlouží doba chodu při slunečním svitu.

Tepelná účinnost bloku s parní turbínou

Tepelná účinnost bloku s parní turbínou je obvykle vztažena k celému areálu tj. do areálu vstupuje energie v palivu popřípadě další energie sloužící k pohonu pomocných zařízení a vystupují požadované přetransformované energie (v případě tepelné elektrárny-elektřina, v případě teplárny teplo a elektřina; v případě kompresní stanice stlačený plyn a pod.):

Čistá účinnost bloku tepelné elektrárny s parní turbínou.
3.id455 Čistá účinnost bloku tepelné elektrárny s parní turbínou.
Z zdroj tepla pro výrobu páry (parní kotel, parogenerátor, varný jaderný reaktor a pod.); P [W] výkon (jednotlivé výkony jsou definovány níže). ηpr [-] čistá účinnost bloku tepelné elektrárny (na prahu elektrárny), obecný vztah platný pro všechny typy tepelných elektráren; ηsv [-] elektrická účinnost bloku na svorkách generátoru; ζvs [-] poměrná vlastní spotřeba bloku; ηZ [-] účinnost zdroje páry včetně skládky paliva v areálu bloku; ηpotr [-] účinnost potrubí od zdroje páry k turbíně; η [-] účinnost turbosoustrojí na svorkách generátoru; ηt [-] tepelná účinnost parního oběhu (teoretická) bez práce napájecího čerpadla. Jednotlivé účinnosti záleží na typu bloku, parametrech páry, výkonu bloku atd. rozsah běžných hodnot je uveden [7, s. 516].
Výkon zdroje páry PZ a potenciálně využitelný výkon v dodávaném palivu Ppal
Ve zdroji tepla je předáváno pracovní látce teplo. Tento předaný tepelný výkon ve [W] je roven součinu průtočného množství pracovní látky v [kg·s-1] a jejímu rozdílu měrné entalpie mezi vstupem a výstupem ze zdroje v [J·kg-1]. Do areálu výrobního bloku je dodáváno průměrné množství paliva, které obsahuje určité množství potenciálně využitelné energie. V případě paliva určeného pro spalování (uhlí, biomasa atd.) je tato energie dána výhřevností paliva. Skladování paliva a doprava do zdroje tepla nemusí být beze ztrát (vypařování hořlaviny na skládce uhlí, ztráty při manipulaci a dopravě atd.).
Výkon páry před turbínou Ppotr
V ideálním případě je roven PZ. V reálném provozu je menší o ztráty měrné entalpie páry způsobené nedokonalou tepelnou izolací potrubí. Potrubní trasy bývají těsné a ztráty způsobené únikem páry netěsnostmi jsou naprosto minimální, ale mohou zde být odběry pro další parní zařízení bloku napojených ještě před turbínou např. pohon parní turbíny pro pohon napájecího čerpadla kotle, pokud neodebírá páru mezi jednotlivými tělesy turbíny.
Výkon turbosoustrojí na svorkách generátoru Psv
Psv je skutečný elektrický výkon naměřený na svorkách generátoru.
Elektrický výkon na prahu bloku/elektrárny Ppr a vlastní spotřeba Pvs
Ppr je menší než PsvPvs. Vlastní spotřeba bloku představuje spotřebu elektřiny pro pohon čerpadel, dopravníků, manipulátorů, regulátorů, řízení a pohon dalších elektrických spotřebičů nutných pro provoz a údržbu bloku. Do vlastní spotřeby se počítají i ztráty v elektrickém transformátoru.
Chladící výkon PK
Odvod tepla z tepelného oběhu nejčastěji pomocí chladící vody, která ochlazuje kondenzátor. Ohřátá chladící voda je ochlazována (předává teplo okolí) v chladících věží, chladičích a pod.

Čistá účinnost některých typů elektráren s parními turbínami je uvedena v jednotlivých článcích 7. Fosilní paliva, jejich využití v energetice a ekologické dopady, 23. Tepelné turbíny a turbokompresory, 9. Jaderná energetika.

Vypočítejte čistou účinnost bloku tepelné elektrárny na biomasu. Výpočet tepelného oběhu této elektrárny beze ztrát je uveden v Úloze 1 [6.], výpočet výkonu turbosoustrojí je proveden v Úloze 2 [13.]. Účinnost zdroje páry je 85 % (účinnost skládkování biomasy, jejího spalování a účinnost tepelných výměníků v parním kotli), účinnost potrubní trasy mezi parním kotlem a turbínou 97%, celková vlastní spotřeba bloku 814,3 kW.
Úloha 2.id148
η     [%]  69,75  
ηsv   [%]  22,4055
ζvs   [-]  0,1011 
η pr  [%]  20,14  
Úloha 2: souhrn výsledků.

V současnosti existují pokročilé softwary a hardwary schopné v reálném čase počítat kompletně celý blok (technologický) zahrnující i CFD model průtočné části turbíny. Tento software je složen z jednotlivých modulů pro každé zařízení bloku, které mezi sebou spolupracují přičemž na rozhraní dvou zařízení musí být ve výsledku stejné okrajové podmínky pro obě zařízení. Pro rychlou optimalizace jsou ale stále nejrychlejší a nejspolehlivější analytické metody, které jsou také elektronicky zpracovány a obvykle jsou součástí výše uvedeného softwaru pro určení počátečních podmínek výpočtu a kontrolní výpočty.

Carnotizace parního oběhu

Za účelem zvýšení účinnosti transformace energie v parním oběhu se provádí jeho carnotizace oběhu. Pro stanovení obecných zásad carnotizace parního oběhu lze vycházet z jeho ideální podoby, kterou lze rozdělit na tři dílčí oběhy:

Rozdělení ideálního parního oběhu (R-C oběh) na 3 dílčí oběhy za účelem Carnotizace. 4.id126 Rozdělení ideálního parního oběhu (R-C oběh)* na 3 dílčí oběhy za účelem Carnotizace.
T [K] absolutní teplota; s [J·kg-1·K-1] měrná entropie vody. Každý dílčí oběh má různou střední teplotu přívodu tepla do oběhu TT, ale stejnou střední teplotu odvodu tepla v kondenzátoru TS. Jestliže platí TTI < TTII < TTIII a současně střední teplota odvodu tepla z dílčích oběhů je stejná, potom současně platí nerovnost ηI < ηII < ηIII.
*Reálný parní oběh
Ve skutečnosti expanze v turbíně neprobíhá izoentropicky, ale se změnou entropie v důsledku ztrát či sdílené tepla s okolím. V parním kotli dochází k tlakovým ztrátám a tlak p3 na výstupu z kotle je nižší než tlak napájecí vody na vstupu do kotle p2 (zde označen jako bod 1 protože teplota za napájecím čerpadlem se změní jen o setiny stupně). Více o tlakových ztrátách v kotli např. [7, s. 264].

Existuje hned několik technických opatření zvýšení účinnosti jednotlivých dílčích oběhů. Každé z opatření je uplatnitelné za určitých konkrétních podmínek (jsou omezeny svými výhodami i nevýhodami), záleží na způsobu zapojení (účelu bloku-teplárna; elektrárna...) i velikosti zařízení (obvykle čím menší výkon tím rostou náklady na taková opatření):

Vliv zvýšení teploty páry T3 na tepelnou účinnost

Základní myšlenkou zvýšení střední teploty přívodu tepla do parního oběhu je zvýšit teplotu páry na výstupu z kotle T3. Tím se zvýší tepelná účinnost třetí části oběhu III:

Parní oběh – zvýšení teploty T<sub>T</sub> způsobené zvýšením teploty T<sub>3</sub>. 5.id128 Parní oběh – zvýšení teploty TT způsobené zvýšením teploty T3.
(1)  Klade vysoké nároky na materiál jak přehříváku páry v kotli i na   
     první stupně lopatkování v turbíně.                                
(2)  Snižuje vlhkost páry na výstupu z turbiny, respektive limitem      
     zvyšování je křivka sytosti páry.                                  
6.id833 Obecné nevýhody metody zvyšování tepelné účinnosti oběhu zvýšením teploty T3.

Posunutím konce expanze páry v turbíně zpět do mokré páry lze například zvýšením tlaku p2. Tím se opět otevře prostor pro případné další zvýšení teploty T3:

Vliv tlaku páry p2 na tepelnou účinnost

Zvýšením tlaku p2 při stálé maximální teplotě T3 se zvýší i střední teplota přívodu tepla do oběhu TT respektive se zvýší tepelná účinnost všech dílčích oběhů z Obrázku 4. Ovšem je nutné počítat, že expanze páry v turbíně končí více v mokré páře než před zvýšením tlaku:

Parní oběh – zvýšení teploty T<sub>T</sub> způsobené zvýšením tlaku p<sub>2</sub>. 7.id127 Parní oběh – zvýšení teploty TT způsobené zvýšením tlaku p2.
(1)  Malý měrný objem páry na vstupu do turbíny, což vede na velmi    
     krátké lopatky.                                                  
(2)  Roste vlhkost páry na výstupu z turbíny, což vede na konstrukční 
     a provozní problémy turbiny.                                     
8.id834 Obecné nevýhody metody zvyšování tepelné účinnosti oběhu zvýšením tlaku p2.

Posunutí konce expanze páry v parní turbíně blíže k oblasti syté páry lze zvýšením tlaku p2 a přidáním příhříváku páry:

Přihřívání páry a jeho vliv na tepelnou účinnost

Přihřívání páry spočívá ve vyvedení páry z parní turbíny již při tlaku 31 (přibližně 1/31/5 tlaku p3) a zpět do parního kotle do výměníku zvaného "přihřívák". Zde může teplota páry dosáhnout opět teploty páry T3 čímž se zvýší i entropie a konec expanze se posune zpět do oblasti méně mokré páry. Limitem teploty přehřátí je právě posunutí konce expanze páry (nesmí se dostat do oblasti přehřátí páry). Přihříváním se obvykle sníží účinnost třetího dílčího oběhu podle rozdělení na Obrázku 4 (počáteční teplota přihřívání nižží než výparná teplota T2), ale celková střední teplota přívodu do oběhu se při správném přihřívacím tlaku zvýší [19, s. 78]:

Parní oběh – zvýšení teploty T<sub>T</sub> přihříváním páry.
9.id129 Parní oběh – zvýšení teploty TT přihříváním páry.
vlevo T-s diagram parního oběhu s přihříváním páry; vlevo schéma zapojení vícetělesové parní turbíny s přihříváním páry. U tepelných elektráren se přihřátí obvykle provádí teplem ze spalin přivedením výstupní páry z VT dílu zpět do kotle respektive přihříváku a odtud zpět do dalšího tělesa turbíny, u jaderných elektráren s reaktory VVER se přihřívání provádí parou odebranou před VT dílem turbíny, pomocí které se zvýší teplota páry před vstupem do NT dílů turbíny.
(1)  Nutnost vícetělesové turbíny*.                                   
(2)  Komplikovanější rozvody páry i konstrukce a regulace kotle (větší
     průměry potrubí přihříváku).                                     
10.id835. Obecné nevýhody metody zvyšování tepelné účinnosti oběhu přihříváním.
*Poznámka
Při přihřívání se zvyšuje i měrný objem páry, proto je konstrukčně obtížné vyrobit jednotělesovou parní turbínu s přihříváním (pára by byla v určité části turbíny odebrána v neregulovaném odběru a opět přivedena zpět po přihřátí do druhé části turbíny oddělené přepážkou, ale lopatky by museli být větší-větší průtočná plocha kvůli nárůstu měrného objemu). Problém je i rozdíl teplot před a po přihřátí v jednom tělese. Jednotělesouvou parní turbínu s přihříváním vyrábí a dodává pouze několik společností a to pouze pro určité stavy páry a výkon.

Regenerační ohřev napájecí vody

Zvýšit střední teplotu přívodu tepla do parního oběhu je možné i tak, že se odvede část tepla z úseku 3-4 a tímto teplem se ohřeje (předehřeje) napájecí voda do kotle. Odebráním tepla z úseku 3-4 je realizováno přímo odběrem částečně vyexpandované páry z turbíny. Teplo je předáno napájecí vodě v regeneračním ohříváku napájecí vody během kondenzace odběrové páry:

Parní oběh – zvýšení teploty T<sub>T</sub> regeneračním ohřevem napájecí vody.
11.id130 Parní oběh – zvýšení teploty TT regeneračním ohřevem napájecí vody.
qD [J·kg-1] měrné dodané teplo do parního oběhu; qreg [J·kg-1] měrné regenerované teplo do parního oběhu. Stav odběrové páry z turbíny pro regenerační ohřev odpovídá bodu 41. Stav napájecí vody za regeneračním ohřívákem odpovídá bodu 21.

Odebráním části páry v průběhu expanze se sníží práce páry v turbíně, ale změna tepelné účinnosti je kladná (v případě, že odběr je správně napočítán a proveden). Pro odebranou část páry je nižší účinnosti III části oběhu, protože teplota odvodu tepla z odebrané páry je vyšší než T4. Na druhou stranu odvedené teplo předehřívá napájecí vodu a tím zvyšuje teplotu přívodu tepla do oběhu I. Stav páry v místě odběru v turbíně, při kterém už nedojde ke kladné změně tepelné účinnosti, se nazývá indiferentní bod.

Obvykle obsahuje turbína několik neregulovaných odběrů pro regeneraci a každý s vlastním regeneračním ohřívákem (vícestupňová regenerace). Odběr z vysokotlakých částí turbíny pro regeneraci se obvykle nazývá vysokotlaká regenerace, odběry v nízkotlakých částí turbíny nízkotlaká regenerace. Podrobné schémata zapojení regeneračních výměníků jsou například v [14, s. 27 až 30].

(1)  Ohřev napájecí vody pomocí páry z odběru turbíny snižuje množství  
     tepla na ohřev napájecí vody ze spalin. Proto pro zvýšení celkové  
     účinnosti bloku nutno přizpůsobit i zdroj tepla (předehřev vzduchu 
     na vyšší teplotu-což sníží spotřebu paliva)-U paroplynových bloků  
     je nutno použít vícetlakový oběh viz níže podkapitola „Paroplynový 
     oběh“.                                                             
(2)  Významný nárůst investice do technologie.                          
12.id891 Obecné nevýhody metody zvyšování tepelné účinnosti parního oběhu přihříváním.
Vypočtěte tepelnou účinnost oběhu parní turbíny se zapojením podle Obrázku 11 se vstupními parametry páry 3,5 MPa o teplotě 440 °C. Tlak v kondenzátoru je 6,6 kPa. Požadovaná teplota napájecí vody je 140 °C. Dále vypočtěte množství páry, které musí dodávat parní kotel má-li mít turbína výkon 6 MW. Neuvažujte oběh se ztrátami a práci napájecího čerpadla zanedbejte. Jaká by byla tepelná účinnost parního oběhu bez regenerace?
Úloha 3.id131
Úloha je převzata z [10].

Výpočet parního oběhu s více regeneračními ohříváky je proveden v [9, s. 39]. O konstrukci a výpočtu regeneračního ohříváku napájecí vody se lze dozvědět více v [16, s. 333].

Vliv teploty kondenzace na tepelnou účinnost

Střední teplota odvodu tepla z oběhu TS je dána teplotou okolí respektive teplotou chladícího média. U nás je pára v kondenzátorech chlazena převážně vodou. Teplota chladící vody je kondenzačních elektráren nejčastěji v rozmezí 10 °C (chlazení vodou z řeky) až 25 °C (použití chladících věží). Teplota chladící vody podstatným způsobem ovlivňuje kondenzační tlak v kondenzátoru p4:

Parní oběh – snížení teploty T<sub>S</sub> zmenšením tlaku kondenzace. 13.id132 Parní oběh – snížení teploty TS zmenšením tlaku kondenzace.
p4 [Pa] tlak v kondenzátoru.

Chladící voda vstupuje do kondenzátoru o teplotě ti a vystupuje o teplotě te. Je evidentní, že pro co nejvyšší možnou tepelnou účinnost oběhu je snaha, aby rozdíl δ mezi teplotou kondenzace T4 a teplotou chladícího média na vstupu do kondenzátoru byl co nejmenší Ti:

Vztah mezi odváděným tepelným výkonem z kondenzátoru  a středním logaritmickým teplotním rozdílem v kondenzátoru.
14.id724 Vztah mezi odváděným tepelným výkonem z kondenzátoru a středním logaritmickým teplotním rozdílem v kondenzátoru.
δ [°C] maximální rozdíl teplot; ti, e [°C] teplota chladícího média na vstupu respektive výstupu kondenzátoru; Δtstr [°C] střední teplotní logaritmický spád; k [W·m-2·K-1] součinitel prostupu tepla [17, s. 92] mezi kondenzující párou a chladícím médiem (je funkcí rychlosti proudění a fyzikálních vlastností proudící látky a materiálu teplosměnných ploch); S [m2] teplosměnná plocha kondenzátoru; m [kg·s-1] hmotnostní průtok chladícího média; cp [J·kg-1·K-1] měrná tepelná kapacita při stálém tlaku chladícího média.

Podle uvedených rovnic lze dosáhnou snížení maximální teplotní diference δ zvětšením teplosměnné plochy S, zvětšení průtoku chladící vody m či zvětšení koeficientu přestupu tepla k, protože zvýšení těchto koeficientů vede ke zmenšení středního teplotního logaratimického spádu Δtstr a tedy i teplotní diference δ.

Chlazení kondenzátoru se provádí metodou, která záleží na účelu zařízení a geografické poloze. V teplárně se teplo v chladící vodě využívá k vytápění či ohřevu teplé užitkové vody, v takovém případě je ale nutné počítat z vyšší teplotou chladící vody a tedy i nižší účinnosti tepelného oběhu. Až na speciální vyjímky se kondezátor chladí vodou nebo vzduchem. Při chlazení vodou se tato voda odebírá z řeky ale ještě častěji se chladí odparem v chladících věží [10, s. 198], [16, s. 383]. Pokud je kondenzátor chlazen vzduchem mluvíme o tzv. suché kondenzaci [10, s. 201]. Lze chladit i mořskou vodou (pobřežní elektrárny a lodě) nebo vodou z řeky pokud má dostatečný průtok. Jednotlivé metody chlazení se k dosažení maximální efektivnosti často podle ročního období kombinují. O konstrukci a výpočtu samotných kondenzátorů vodní páry se lze dozvědět více v [16, s. 316], [14].

Velký blok tepelné elektrárny s parní turbínou využívá všech výše uvedených možností optimalizovány mezi sebou tak, aby bylo dosaženo co nejvyšší účinnosti ηpr za přijatelně vysokých nákladů na pořízení a provoz.

reklama

Parní turbína v paroplynovém bloku

Základní popis paroplynový oběhu a schéma zapojení pro jeho realizaci je uveden v kapitole Paroplynový oběh [23.], taktéž popis základních cílů při návrhu parní části paroplynového oběhu.

K Braytonovu oběhuÚlohy 2 uvedené v článku 6. Tepelné oběhy a jejich realizace přiřaďte parní oběh s nejvyššími možnými parametry páry. Vypočítejte výkon oběhu, tepelnou účinnost oběhu, poměr výkonu parního oběhu k celkovému výkonu a teplotu vzduchu v plynovém oběhu za poslední teplosměnnou plochou kotle parního oběhu. Kondenzační teplota je 40 °C, konec expanze v turbíně x=0,9. Neuvažujte ztráty, cp=konst. (měrná plynová kapacita plynu v plynovém oběhu).
Úloha 4.id159
tb         [°C]      527,824              ηpp        [-]       0,6236224
pb         [MPa]     2,10184              pR-C/PPP   [-]       0,2281995
PR-C       [MW]      4,320568             t5         [°C]      139,6315 
PPP        [MW]      18,93329                                           
Úloha 4: souhrn výsledků.
Teplota vzduchu t5 je poměrně vysoká respektive vzduch obsahuje další využitelné teplo (bylo by ho možné teoreticky vychladit téměř na teplotu tc)*. Takto vysoké účinnosti bylo dosaženo tím, že byly zanedbány veškeré ztráty v plynovém i v parním oběhu. Reálná účinnost takového oběhu by byla mnohem menší. Při započítání ztrát v turbíně bude muset být pb vyšší při stejné vlhkosti páry na konci turbíny, protože při expanzi se ztrátami roste entropie.
*Poznámka
Toto teplo je možné využít přidáním dalšího parního okruhu o nižším tlaku a vyrobenou páru přivést do příslušného místa turbíny s odpovídajícím tlakem. Tím se zvýší výkon parní části oběhu a tedy i účinnost paroplynového oběhu. V [12, s. 40] je dokázáno, že maximální účinnosti by paroplynový oběh dosáhla jestliže by střední teplota přívodu tepla do parní části oběhu byla stejná jako střední teplota odvodu tepla z plynové části oběhu tzv. teoretický binární paroplynový oběh (v takovém případě dochází k rovnoměrnému předávání tepla z plynového do parního oběhu).
Paroplynový oběh s dvoutlakovou parní částí.
15.id836 Paroplynový oběh s dvoutlakovou parní částí.
(a) využitelné teplo spalin za spalovací turbínou; (b) paroplynový oběh s dvoutlakovou parní částí. qid [J·kg-1] teoreticky využitelné teplo ze spalin; qte [J·kg-1] technicky využitelné teplo ze spalin; Δt [°C] teplotní diference ve spalivém výměníku. df druhý parní okruh u paroplynového oběhu, kterým lze zvýšit výkon parní části paroplynového oběhu a snížit teplot t5 a snížit střední teplotu odvodu tepla z plynového do parního oběhu. T-s diagram je vztažen na 1 kg pracovního plynu v plynovém oběhu, kterým je v tomto případě plyn s cp=1 J·kg-1·K-1. U spalovacích turbín může být složení spalin takové, že nedovolí (např. kvůli nízkoteplotní korozi) další snížení teploty pod určitou hranici. Bližší termodynamický popis dvotlakového parního okruhu v [12, s. 116].

Pro zvýšení účinnosti parní části paroplynového oběhu se používají všechny metody Carnotizace uvedené výše*. Pro různé případy ale vznikají i různá technická i hospodářská omezení, také je nutné zohledňovat typ a výkon plynové turbíny, umístění a pod. Z těchto důvodů je obtížné stanovit universální hledisko pro dimenzování paroplynového oběhu. Z principu paroplynového oběhu je ale zřejmé, že zvyšováním tepelné účinnosti parní části oběhu se bude snižovat vyrobené množství páry (platí pro konstantní stav a množství plynu na výstupu z plynové turbíny), což vede na malé průtočné plochy prvními stupni parní turbíny.

*Poznámka
Regenerační ohřev napájecí vody v tomto případě má smysl pouze u dvoutlakové varianty. Rozhodující pro výkon parní části paroplynového oběhu je množství tepla, které je možné převést z plynové do parní části oběhu. Toto teplo je dáno teplotním rozdílem t4-t5', na který nemá množství tepla na ohřev napájecí vody vliv. Regenerací by se snížil výkon parní části oběhu a zvýšila teplota t5 (střední teplota přívody tepla do parního oběhu se zvýší, ale zvýšením teploty plynu t5 se zvýší i střední teplota převodu tepla z plynového do parního oběhu).

Alternativní pracovní látky v parních obězích

Voda je na Zemi přirozeně se vyskytující látka. Má unikátní vlastnosti a společně se vzduchem je i nejčastější pracovní látkou v tepelných obězích. Za jistých okolností (obvykle závislých na parametrech zdroje tepla) je výhodnější použití alternativních pracovních látek.

U parních turbín s výkony nižšími než ~1,5 MWe se výrazně snižuje jejich vnitřní účinnost (roste ztráta parciálním ostřikem a okrajová ztráta a současně klesají možnosti použití carnotizace). Pro tyto výkony se používají jednostupňové parní turbíny a díky velkému měrnému entalpickému spádu s vysokými otáčkami (jednostupňové turbíny s rovnotlakým stupněm). V takovém případě by bylo žádoucí nějakým způsobem zvětšit objemový průtok turbínou. Podle rovnice pro vnitřní výkonu lopatkového stroje, kterou lze upravit na tvar Pi=Δi·m=cpΔt·ρ·V*, by alternativní pracovní látka musela mít při stejném vnitřní výkonu nižší měrnou tepelnou kapacitu, hustotu nebo by se při expanzi nesměla tolik změnit jako při expanzi vodní páry. Některou z uvedených podmínek nebo častěji jejich kombinaci vyhovuje několik organických sloučenin, proto se tyto oběhy označují zkratkou ORC (Organic Rankine Cycle).

*Poznámka
Měrná vnitřní práce při adiabatickém expanzi je rovna rozdílu entalpie pracovního plynu Δi [J·kg-1]. Hmotnostní tok je součinem hustoty pracovního plynu a objemového průtoku V [m3·s-1].

Obvykle se ale jedná o látky velmi hořlavé a obtížně biodegradovatelné představující zátěž pro životní prostředí. Pro snížení rizika havárie a ochrany pracovní látky před vysokými teplotami-hrozí lokální přehřátí ve spalinovém výměníku (tyto látky jsou obvykle náchylné na rozklad za působení vysokých teplot, ale i tak je nutné v určitých intervalech náplň okruhu měnit či regenerovat) obsahuje blok ORC primární a sekundární okruh (pokud pracovní látka na vysokou teplotu náchylná a není ani hořlavá je možné vložený okruh vyřadit).

V primárním okruhu cirkuluje kapalina, která je ohřívána zdrojem tepla. Kapalinou v primárním okruhu bývá silikonový olej s vysokou výparnou teplotou cca 300..350 °C (to je také limitující teplota oběhu). Sekundární část bloku je v kompaktním hermeticky uzavřeném provedení obsahující potřebné výměníky, turbosoustrojí a další pomocná zařízení (napájecí čerpadlo..):

T-s diagram ORC a schéma zařízení pro jeho realizaci.
16.id903 T-s diagram ORC a schéma zařízení pro jeho realizaci.
x=0 křivka sytosti kapaliny; x=1 křivka sytosti páry. H hranice hermeticky uzavřené jednotky; Ol smyčka s horkým olejem; O tepelný oběh s organickou pracovní látkou; PG parogenerátor. Schéma odpovídá zapojení jednotky od společnosti Turboden [6].

Entropie syté páry pracovní látky, v pracovní oblasti, s klesající teplotou klesá. Z toho důvodu teplota páry T4 na výstupu z turbíny je vyšší než teplota syté kapaliny, při tlaku p4, tedy je spleněna podmínka snížení teplotního rozdílu. Aby bylo dosaženo uspokojivých účinností oběhu je nutné co největší množství tepla za turbínou (odpovídají teplotnímu rozdílu T4-T2) využít pro ohřev kapaliny před vstupem do parogenerátoru (existují i organické látky, u kterých křivka sytosti páry nesměřuje s teplotou k vyšším entropiím-potom se regenerace neprovádí). Elektrická účinnost ORC (pouze sekundární části H) se pohybuje od 15 do 20 % na svorkách generátoru. Pro běžné entalpické spády ORC postačují jednostupňové axiální turbíny, ale používají se i vícestupňové či radiální.

ORC blok využívající výfukové teplo spalovacího motoru bioplynové stanice.
17.id873 ORC blok využívající výfukové teplo spalovacího motoru bioplynové stanice.
1 vstup spalin do bloku; 2 kotel; 3 blok s turbínou, regenerátorem a kondenzátorem; 4 výstup vychlazených spalin do komína. Umístění: Valovice; výrobce ORC bloku: Fraunhofer-institut fűr UMSICHT, 2009; El. výkon 100 kWe; otáčky turbíny 17 500 min-1; pracovní látka: hexamethyldisiloxan [(CH3)3Si]2O; teplotní spád v sekundárním oběhu v oběhu 235/170 °C, max. tlak 1,65 MPa, tlak v kondenzátoru 17,5 kPa.

V případě paroplynového oběhu by došlo k ideálnímu vychlazení spalin za spalovací turbínou pokud by pracovní látkou v parní části oběhu nebyla voda, ale jiná látka, která by měnila skupenství při změně teploty a nikoliv izotermicky (podobného efektu by šlo docílit nekonečným počtem oběhů s vodou). Taková pracovní látky by byla vhodná pro všechny typy odpadních tepel, protože střední teplota odvodu tepla z teplonosného média odpadního tepla byla velmi blízka střední teplotě přívodu tepla do oběhu s touto pracovní látkou. Takové vlastnosti mají roztoky, které se chovají v plynném stavu jako směs plynů. Jedním z nejpoužívanějších roztoků je kombinace čpavku a vody NH3-H2O (amoniak se ve vodě dobře rozpouští). Výparná teplota roztoku dvou látek není, při daném tlaku, konstantní [5, s. 762]. Parní oběh s roztokem NH3-H2O se nazývá Kalinův oběh [15]:

T-s diagram Kalinova oběhu (ideální) a schéma zařízení pro jeho realizaci.
18.id904 T-s diagram Kalinova oběhu (ideální) a schéma zařízení pro jeho realizaci.
Zde jsou zdrojem tepla horké spaliny za spalovací turbínou. Protože odpařování směsi není izotermický proces může, z technologických důvodů, už ohřev končit pod bodem celkové sytosti b''. V takovém případě obsahuje směs velké množství kapek a zařízení musí být doplněno separátorem vlhkosti (přerušovaná čára).

Přesný tvar T-s diagramu roztoku NH3-H2O (počáteční teplota vypařování a teplota ukončení výparu) závisí na poměru jednotlivých složek roztoku, který musí být optimalizován pro konkrétní aplikaci, respektive maximální teplotu a teplotní spád. Čím větší je obsah amoniaku v roztoku tím blíže jsou mu i jeho termodynamické vlastnosti a odlišnější od termodynamických vlastností vody a naopak. Základy termodynamiky dvousložkového roztoku jsou uvedeny např. v [4, s. 26], [5, s. 748] a podrobněji v [3]. Entalpie roztoku je součet entalpie jednotlivých složek, tedy stejný postup jako pro výpočet entalpie směsi plynů. Rovnice pro výpočet entalpie amoniaku jsou uvedeny například v [2] nebo tabelárně [8] nebo diagram i-xNH3 (entalpie-podíl amoniaku ve směsi) pro vybrané tlaky v [3, s. 512].

Kalinův oběh by sice dosahoval lepšího vychlazení spalin v paroplynovém oběhu v jednotlakovém uspořádání než klasický parní oběh Obrázek 11, ale celé zařízení by bylo technologicky velmi složité a nákladné. Dalším omezením je vliv čpavku na lidský organismus, při vdechování může dojít k poškození plic i smrti. Při velkých výkonech spalovacích turbíny by objem amoniaku v parním respektive Kalinovu oběhu byl mnohatunový, což by mělo velké nároky na bezpečnost. Proto se tyto oběhy používají pouze pro využití nízko-potenciálního odpadního tepla malých výkonů (např. odpadní teplo či geotermální energie [18]). Tento roztok může mít také teplotu kondenzace hluboko bod 0 °C (díky podílu čpavku) a proto se používá jako absorpční chladící oběh [4, s. 28], který využívá stejné směsi (používají se ale i roztoky jiných látek). Ze stejných důvodů se používá Kalinův oběh i u geoteramálních elektráren v chladných oblastech s velmi nízkou okolní teplotou a tím oběh může dosáhnout vyšší účinnosti než parní oběh s vodou, u které je teplota kondenzace vysoko nad 0 °C.

Regulace výkonu parních turbín

Základním způsobem regulace průtoku parní turbínou je regulace pomocí škrcení páry na vstupu. Při regulaci škrcením vstupuje pára do turbíny jedním nebo více paralelními ale současně pracujícími regulačními ventily (více o konstrukci regulačního ventilu parních turbín např. [13, s. 85]):

Princip regulace výkonu parních turbín škrcením.
19.id100 Princip regulace výkonu parních turbín škrcením.
1 označení stavu s plně otevřeným regulačním ventilem; 2 označení stavu s částečně otevřeným regulačním ventilem. UV spouštěcí ventil; RV regulační ventil; pe tlak na výstupu z turbíny; i [J·kg-1] měrná entalpie páry; a [J·kg-1] měrná vnitřní práce turbíny; m [kg·s-1] hmotnostní průtok páry turbínou. Přivřením ventilu dojde ke snížení průtoku a současně k poklesu tlaku za ventilem, protože průtočné části turbíny jsou stejné.

Jestliže je regulační ventil plně otevřen je tlak páry na vstupu do turbíny roven tlaku velice blízko před regulačním ventilem a i průtok páry turbínou je maximální, bod i1. Jestliže se regulační ventil „přivře“ dojde ke škrcení – izoentalpické expanzi páry ještě před vstupem do turbíny a tlak se sníží na tlak p2. Vzhledem k tomu, že tlak na konci turbíny pe je stále stejný klesne i měrná vnitřní práce turbíny (proto je tento typ regulace nehospodárný, snížením měrné práce turbíny dojde i ke snížení vnitřní účinnosti turbíny).

Tento typ regulace parních turbín se používá u turbín malých výkonů (například i u turbín pohánějících turbokompresory; hydrodynamická čerpadla-snadno se regulují výkon/otáčky apod.) a turbín, které jsou určeny pro pokrytí základní spotřeby elektřiny (např. jaderná elektrárna, která pracuje přibližně stále na max. výkon.). K regulaci škrcením se používají podle situace jednosedlové ventily, dvousedlové ventily nebo ventily s difuzorem.

Poněkud větší účinnosti při požadavku na nižší průtok se dosahuje pomocí skupinové regulace. V tomto případě je statorová řady lopatek prvního stupně turbíny rozdělena do několika skupin (od sebe oddělených). Každá skupina lopatkových kanálů (zvané také skupina dýz), má vlastní regulační ventil. Regulace průtoku se provádí otevíráním jednotlivých regulačních ventilů, tak aby škrcení (částečně otevřený) probíhalo maximálně na jednom ventilu:

Princip skupinové regulace výkonu parních turbín.
20.id818 Princip skupinové regulace výkonu parních turbín.
(a) schéma zapojení skupinové regulace se čtyřmi regulačními ventily RV; (b) i-s diagram expanze páry v parní turbíně při plně otevřeném RV1 a částečně otevřeném RV2. p1 [Pa] tlak na vstupu do rotorové řady lopatek prvního stupně turbíny; 1 stav páry na vstupu do rotorové řady lopatek prvního stupně turbíny po smíchání páry vystupující ze skupin lopatkových kanálů ovládané RV1 a RV2.

Za plně otevřeným regulačním ventilem je tlak vyšší než za částečně otevřeným regulačním ventilem, proto rychlost páry na výstupu ze skupiny lopatkových kanálů ovládané částečným otevřeným ventilem je nižší. Pořadí otevírání regulačních ventilů ovlivňuje konstrukce turbíny a navrhuje se tak, aby co nejméně nerovnoměrné rozložení proudu páry v prvních stupních turbíny (při kterém mimo jiné vzniká ztráta parciálním ostřikem) ovlivňovalo chod turbíny (například nesymetrické zatížení ložisek a pod). Velikost jednotlivých skupin lopatkových kanálů může být různé podle požadavků na výkon účinnost při plně otevřených jednotlivých ventilech či přání zákazníka. Více o tomto problému a konstrukci např. v [13, s. 89]. Z principu skupinové regulace je zřejmé, že regulační stupeň musí být rovnotlaký nebo Curstisův, jinak by došlo, vlivem vysokého tlaku p1, k přetákaní páry za otevřenou skupinou lopatkových kanálů do oblasti uzavřených skupin lopatkových kanálů.

Regulaci výkonu parních turbín lze provádět i změnou parametrů páry na vstupu či výstupu. Takový způsob se nazývá regulace klouzavými parametry páry [10, s. 130]. Při takovém způsobu regulace je turbína konstruovaná na maximální výkon kotle, přičemž výkon je regulován změnou tlaku v kotli (pomocí napájecího čerpadla kotle-mění se i tepelný výkon kotle). S parametry páry se samozřejmě mění i tepelná účinnost oběhu.

Především u parních turbín, kde je požadavek na občasné přetížení výkonu turbíny se může použít regulace obtokem páry. U takového způsobu regulace je několik posledních stupňů turbíny navrženo na vyšší než jmenovitý průtok a v případě potřeby zvýšení výkonu se druhým vstupem do turbíny s vlastním regulačním ventilem umístěný před těmito předimenzovanými stupni vpustí další pára. Více např. v [10, s. 130].

Charakteristiky parních turbín

Druhů charakteristik parních turbín existuje několik (momentová, spotřební..) pro parní turbínu pohánějící elektrický generátor se nejčastěji používá spotřební charakteristika:

Spotřební charakteristika parní turbíny. 21.id367 Spotřební charakteristika parní turbíny.
η [-] účinnost parní turbíny na spojce; m0 [kg·s-1] hmotnostní průtok při chodu naprázdno. Index j označuje jmenovitý provoz, index opt optimální výkon.

Parní turbíny jsou navrhovány pro jmenovité parametry, které plynou ze zadání a zahrnují jmenovité stavy pracovní látky, její průtok a jmenovitý výkon. Při jakékoliv změně od těchto jmenovitých parametrů a stavů se mohou měnit ztráty ve stupních (změna rychlostního trojúhelníku, změna entalpického spádu..) a výsledné stavy pracovní látky a proto je určení nových parametrů stroje po takové změně obtížné. Stanovení přesné charakteristiky uvedených strojů je možné pouze z měření. Bez měření ji lze v současné době s přijatelnou přesností stanovit z virtuálního modelu turbíny a pomocí CFD výpočtu, to znamená, že ji může vypracovat pouze výrobce turbíny. Také existují analytické postupy např. [14], [20], které jsou velmi pracné a jejich přesnost nemusí být dostatečná proto se používají už jen pro orientační výpočty.

Dva velmi jednoduché postupy uvádím v následujících kapitolách. První je založen na podobnosti charakteristiky parních turbín a nahrazuje spotřební křivku přímkou či parabolou. Druhá metoda je pracnější a je založena na podobnosti proudění ve stupních s proudění v tryskách a výpočtu změny průtoku jednotlivými stupni oproti jmenovitému stavu. Na základě změny průtoku jednotlivými stupni lze vypočítat změnu výkonu jednotlivých stupňů podle teorie podobnosti jak popisuje kapitola 18. Vztah mezi průtokovým a tlakovým součinitelem - bezrozměrové charakteristiky lopatkových strojů, na podobnosti je založen i postup popsaný v [20]. V případě sestrojování charakteristiky parních turbín se změnou otáček (např. pro pohon turbokompresorů) lze použít i metodiku uvedenou v [21, s. 295] sestrojenou pro spalovací turbíny.

Zjednodušené spotřební charakteristiky parních turbín

Skutečné spotřební charakteristiky parních turbín lze z praktických důvodů (predikce při návrhu turbíny, rychlý výpočet výkonu v reálném čase...) zjednodušit s dostatečnou přesností na lineární respektive kvadratickou závislost:

Zjednodušené rovnice spotřební charakteristiky parních turbín.
22.id388 Zjednodušené rovnice spotřební charakteristiky parních turbín.
(a) lineární zjednodušení; (b) kvadratické zjednodušení. m0 [kg·s-1] spotřeba pro chod naprázdno*; a1, a2 [-] konstanty rovnic (jednotlivé konstanty z obou rovnic nelze zaměňovat, jsou označeny stejně pouze z důvodu přehlednosti). Uvedené zjednodušení je platné s dostatečnou přesností až od výkonu turbíny 20..30 % jmenovitého výkonu turbíny [11, s. 171].
*Poznámka
Vzhledem k omezené platnosti rovnic při nízkých průtocích se nejedná o skutečnou spotřebu páry při chodu naprázdno. Pro případ lineární charakteristiky je podle [11, s. 171] obvyklá hodnota m0 v rozmezí (0,03 až 0,08)mE pro případ kondenzační turbíny a v rozmezí (0,1 až 0,3)mopt pro případ protitlakové turbíny.
Příklady linearizovaných charakteristik parních turbín.
23.id828 Příklady linearizovaných charakteristik parních turbín.
vlevo turbína s regulací škrcením ; vpravo turbína se skupinovou regulací. Index j označuje jmenovitý provoz, index opt ekonomický provoz parní turbíny. V případě parní turbíny se skupinovou regulací se rozděluje charakteristika na dvě části [11, s. 171], přičemž druhá rovnice přímky protíná počátek souřadného systému a bod ekonomických parametrů turbíny.

Zjednodušená charakteristika parní turbíny s regulovaným odběrem je složitější, protože obsahuje dva regulační ventily za sebou a pro jednu polohu prvního regulačního ventilu existuje velké množství poloh (prakticky nekonečné) druhého regulačního ventilu:

Zjednodušená charakteristika parní turbíny s regulovaným odběrem.
24.id829 Zjednodušená charakteristika parní turbíny s regulovaným odběrem.
m [kg·s-1] průtok regulačním/i ventilem na vstupu do turbíny; me1 [kg·s-1] průtok odběrem páry ven z turbíny; me2 [kg·s-1] průtok páry na výstupní konci turbíny. a maximální možný průtok turbínou; b maximální výkon turbíny (el. generátoru); c teoretická charakteristika turbíny při uzavřeném regulačním ventilu odběru páry–turbína se chová jako protitlaková turbína; d z provozních důvodů (je nutné odvádět teplo z ventilačních ztrát nízkotlaké části turbíny) nelze nízkotlakou část zcela uzavřít a musí ji protékat minimální množství páry Δmk dané velikosti nízkotlaké části turbíny, pára Δmk nekoná práci; e regulační charakteristika při plně otevřeném regulačním ventilu odběru páry a me1=0–turbína se chová jako kondezační turbína; f maximální průtok nízkotlakým dílem turbíny; g zvyšování výkonu turbíny vlivem zvyšování průtoku vysokotlakou části turbíny a odběru.

Spotřební charakteristiky parních turbín za změněných stavů páry

Při změně stavů páry na vstupu nebo nějakém výstupu z parní turbíny se změní i její spotřební chrakteristika. Ta se opět vytváří numericky pro vybrané stavy a nebo lze použít analytickou metodu vycházející z teorie půtoku tryskou. Tato metoda vychází z jednoduché rovnice pro výpočet změny průtoku velkou skupinou stupňů, která je uvedena v kapitole Průtok skupinou trysek, skupinou stupňů turbín [40.]. Výhodou uvedené rovnice je jednoduchá aplikaci na turbíny, u nichž je znám průtok při jmenovitém stavu, ale není známa přesná geometrie turbíny. Takové vztahy se používají pro rychlé výpočty například při prvotních návrzích oběhu, kdy ještě přesná geometrie turbíny není známa. Dalším příkladem využití těchto jednoduchých rovnic jsou případy, kdy projektantovi zařízení napojených na turbíny charakteristiky turbíny za změněných podmínek nejsou k dispozici (například u starších turbín, z obchodních důvodů-turbínu dodávala konkurenční společnost apod.). Z těchto důvodů zde popíšu způsob jejich použití:

Protože průběh expanze a hmotnostní tok parní turbínou se může po délce turbíny měnit musí projektant změnu průtoku řešit pro jednotlivé stupňové části zvlášť respektive prvním krokem je co nejvhodnější rozdělení turbíny pro výpočet:

Příklad rozdělení parní turbíny na skupiny stupňů za účelem výpočtu změny průtoku při změně parametrů páry.
25.id997 Příklad rozdělení parní turbíny na skupiny stupňů za účelem výpočtu změny průtoku při změně parametrů páry.
i vstup páry do turbíny; e výstup páry z turbíny; R1..R3 neregulované odběry pro regeneraci tepla; S1..S5 skupiny stupňů mezi jednotlivými odběry; Sk stupeň s kritickým tlakovým poměrem; V část turbíny od vstupu do turbíny k první skupině stupňů (obsahuje uzavírací a regulační ventily-mírné škrcení páry); kon kondenzátor; OH ohřívák vody pro vytápění (neregulovaný odběr).

Při výpočtu je důležité zakreslovat si jednotlivé vypočítané stavy páry v odběrech do i-s diagramu H2O, protože tak lze přehledně kontrolovat chybu při výpočtu. Tato chyba je největší na posledním odběru (chyby se totiž během výpočtu sčítají) a v případě kondenzačních turbín může být celý výpočet odběrů velmi sporný pro velkou chybu (je také tím větší čím větší je počet odběrů). Problém je, že i chyba 0,001 MPa na první skupině stupňů se postupně sčítá a u poslední skupiny stupňů může dosáhnout 0,01 MPa, což je u kond. turbín hodně a odchylka teploty kondenzace několik desítek stupňů °C. V takových případech je přesnější při výpočtu postupovat od kondenzační části turbíny směrem ke vstupní části turbíny. U velkých několikatělesových parních turbín, lze postupovat i tak, že se spočítá změna průtoku VT části ve směru od vstupu až po přihřívák a NT část se počítá od kondenzačního konce k přehříváku, kde se vysledky setkají.

Vstupní parametry pracovního plynu do stupňové části turbíny
Jestliže mezi lopatkovou částí a místem vstupu do turbíny, ve kterém jsou známy parametry dochází k významné změně tlaku a měrného objemu je nutné tyto parametry před lopatkovou částí přepočítat například podle rovnice polytropy (obvykle s exponentem polytropy velmi blízkým 1 – izoentalpické škrcení v regulačních ventilech a přívodních kanálech).

Množství páry v neregulovných odběrech pro regenerační ohřev napájecí vody lze vyjádřit jako součin součinitele φ a množství napájecí vody nepocházející z odběrů pro regeneraci:

Průtok páry neregulovanými odběry pro regenerační ohřev napájecí vody.
26.id998 Průtok páry neregulovanými odběry pro regenerační ohřev napájecí vody.
φ1..3 [-] poměrný průtok odběrem pro regenerační ohřev napájecí vody. Podle [20, s. 319] jsou tyto poměrné průtoky velmi málo citlivé na změnu parametrů vstupní páry (potvrzeno měření i teoretickou úvahou o vlastnostech povrchových výměníků) a proto lze použít poměrné hodnoty jmenovitého stavu pro široký rozsah provozních režimů.
Nízkotlaká část parní turbíny v zapojení podle Obrázku 24 má při jmenovitých parametrech uzavřen nerugulovaný odběr do ohříváku topné vody. Jak se změní hmotnostní průtok celou turbínou, jestliže se vstup páry do ohříváku otevře? Požadovaný průtok ohřívákem OH je 13,5 kg·s-1 přičemž z charakteristiky tohoto ohříváku vyplývá, že pro dané teplotní spády v něm bude tlak v odběru 0,070493 MPa?
Úloha 5.id1000
Obrázek k Úloze 5.
Obrázek k Úloze 5.
Údaje ve schématu jsou pro jmenovitý stav.
m•e   [kg·s-1]  445,233670       pe,S1 [MPa]     0,197539
m•S2  [kg·s-1]  507,186379       ve,S1 [m3·kg-1] 0,896335
m•S1  [kg·s-1]  530,525754       pe,S2 [MPa]     0,070493
Úloha 5: souhrn výsledků.

Komentář k Úloze 5: Průtok turbínou se zvýšil, jestliže tlak a měrný objem páry na vstupu do turbíny zůstaly stejné musel se zvýšit výkon zdroje páry. V reálu, ale zůstává výkon zdroje páry často konstantní a proto se se zvýšeným odběrem páry z turbíny zmenší tlak případně i měrný objem (záleží na konstrukci zdroje zda dokáže udržet konstantní teplotu páry při jiném tlaku), v takovém případě je nutné spočítat tlak na vstupu odpovídající novému průtoku a celý výpočet provést znovu pro nový vstupní tlak. Pokud výsledek není uspokojivý je třeba hledat správný tlak na vstupu do turbíny iteračně. Průtoku skupinou stupňů S4 a SK je stejný. Protože množství protékající páry a její parametry se budou od jmenovitého stavu snižovat (včetně měrného objemu) je zřejmé, že posledním stupněm, ve kterém dochází ke kritickému proudění takové množství páry projde, protože průtočný průřez zůstává konstantní. A proto počítat změny tlaku v této části turbíny je zbytečné.

Výrobci a dodavatelé parních turbín

Parní turbíny je velmi rozšířený stroj vyráběný a provozovaný v rozmanitých výkonech. Jedná se o stroj, který je nezbytnou součástí většiny tepelných elektráren a ve všech zemích s  rozvinutým strojírenstvím je společnost zbývající se výrobou kompletních parních turbín či jejich částí. Nejvíce výrobců je v segmentu výkonů parních turbín do 100 MW přičemž parní turbínu s výkonem 1000 a více megawat je schopno dodat jen asi 5 společností z celého světa:

_____________________________________________1_2_3_4_5_6_7_8
SIEMENS AG  2010                             x x x x x x x  
[http://www.energy.siemens.com]                             
------------------------------------------------------------
GENERAL ELECTRIC COMPANY  2011                   x x x x x x
[http://ge-energy.com]                                      
------------------------------------------------------------
MITSUBISHI HEAVY INDUSTRIES, LTD. 2011         x x x x x   x
[http://www.mhi.co.jp]                                      
------------------------------------------------------------
ALSTOM GROUP  2013                                 x x x    
[http://www.alstom.com]                                     
------------------------------------------------------------
DRESSER-RAND SA  2011                        x x x x       x
[http://www.peterbrotherhood.co.uk]                         
------------------------------------------------------------
DOOSAN POWER SYSTEMS LIMITED (ŠKODA)  2011       x x x x    
[http://www.doosanskoda.com]                                
------------------------------------------------------------
MAN DIESEL&TURBO  2011                           x x x      
[http://www.mandieselturbo.com]                             
------------------------------------------------------------
PBS ENERGO, A.S.  2011                         x x x        
[http://www.pbsvb.cz]                                       
------------------------------------------------------------
EKOL SPOL S R.O.   2011                        x x x        
[http://www.ekolbrno.cz]                                    
------------------------------------------------------------
G-TEAM, A.S.  2011                           x x x          
[http://www.g-team.cz]                                      
26.id761 Výrobci a dodavatelé parních turbín.
Rozdělení je provedeno podle dodávaných výkonů turbín, pracovní látky a zda jsou ve výrobním programu i parní turbíny pro lodě: 1 do 100 kW; 2 od 100 kW do 1 MW; 3 od 1 do 10 MW; 4 od 10 MW do 100 MW; 5 od 100 MW do 1000 MW; 6 nad 1000 MW; 7 ORC; 8 lodní turbíny.

Odkazy

  1. KUCHTOVÁ, Lenka, KOŘISTA, Milan. Cena a význam základního výzkumu v energetickém strojírenství, All for power, 2009, č. 1. Praha: AF POWER agency a.s., ISSN 1802-8535.
  2. RAŽNJEVIĆ, Kuzman. Termodynamické tabuľky, 1984. 1. vyd. Bratislava: Alfa, 2 sv. Edícia energetickej literatúry (Alfa).
  3. SHAVIT, Arthur, GUTFINGER, Chaim. Thermodynamics from concepts to applications, 2009. Second edition. New York: CRC Press, Taylor&Francis Group, ISBN 978-1-4200-7368-3.
  4. HOCH, Václav. Chladící technika, 1992. Vydání první. Brno: VUT v Brně, ISBN 80-214-0412-4.
  5. HORÁK, Zdeněk. KRUPKA, František, ŠINDELÁŘ, Václav. Technická fysika, 1961. 3. vydání. Praha: SNTL.
  6. Turboden srl, 2012. Výrobce a dodavatel jednotek ORC. Adresa:Via Cernaia, 10, 25124 Brescia Italy. Web: http://www.turboden.eu.
  7. IBLER, Zbyněk, KARTÁK, Jan, MERTLOVÁ, Jiřina, IBLER, Zbyněk ml. Technický průvodce energetika-1. díl, 2002. 1. vydání. Praha: BEN-technická literatura, ISBN 80-7300-026-1.
  8. DVOŘÁK, Zdeněk, PETRÁK, Jiří. Tepelné vlastnosti čpavku, 1974. Praha: Závodní pobočka ČVTS strojní fakulta ČVUT.
  9. KRBEK, Jaroslav, POLESNÝ, Bohumil, FIEDLER, Jan. Strojní zařízení tepelných centrál-Návrh a výpočet, 1999. 1. vydání. Brno: PC-DIR Real, s.r.o., ISBN 80-214-1334-4.
  10. KRBEK, Jaroslav. Tepelné turbíny a turbokompresory, 1990. 3. vydání. Brno: Vysoké učení technické v Brně, ISBN 80-214-0236-9.
  11. KADRNOŽKA, Jaroslav. Lopatkové stroje, 2003. 1. vydání, upravené. Brno: Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., ISBN 80–7204–297–1.
  12. KADRNOŽKA, Jaroslav, SKÁLA, Zdeněk. Paroplynové elektrárny a teplárny, 1981. 1. vydání. Praha: SNTL.
  13. ŠKOPEK, Jan. Parní turbína-tepelný a pevnostní výpočet, 2007. 1. vydání. Plzeň: Západočeská uneverzita v Plzni, ISBN 978-;80-7043-256-3.
  14. KADRNOŽKA, Jaroslav. Parní turbíny a kondenzace, 1987. 1. vydání. Brno: VUT v Brně, 55-597-37.
  15. MLCAK, Henry. An Introduction to the Kalina Cycle, Proceedings of the International Joint Power Generation Conference, 1996. PWR-Vol. 30. Book No. H01077 -1996.
  16. FRAAS, Arthur. Heat exchanger design, 1989. Second edition. John Wiley&Sons, Inc. ISBN 0-471-62868-9.
  17. JÍCHA, Miroslav. Přenos tepla a látky, 2001. Brno: Vysoké učení technické v Brně, ISBN 80-214-2029-4.
  18. TŮMA, Jan. Island nabízí Evropě elektřinu, Technický týdeník, č. 5, 2013. Praha: Business Media CZ, ISSN 0040-1064.
  19. KADRNOŽKA, Jaroslav. Tepelné elektrárny a teplárny, 1984. Vydání první. Praha: SNTL.
  20. AMBROŽ, Jaroslav, BÉM, Karel, BUDLOVSKÝ, Jaroslav, MÁLEK, Bohuslav, ZAJÍC, Vladimír. Parní turbíny II, konstrukce, regulace a provoz parních turbín, 1956. Vydání první. Praha: SNTL.
  21. KOUSAL, Milan. Spalovací turbíny, 1980. 2. vydání, přepracované. Praha: Nakladatelství technické literatury, n. p.

Bibliografická citace článku

ŠKORPÍK, Jiří. Parní turbína v technologickém celku, Transformační technologie, 2011-04, [last updated 2016-03-08]. Brno: Jiří Škorpík, [on-line] pokračující zdroj, ISSN 1804-8293. Dostupné z http://www.transformacni-technologie.cz/parni-turbina-v-technologickem-celku.html.

©Jiří Škorpík, LICENCE
reklama
www.transformacni-technologie.cz