SSIM - Elméleti összefoglaló BUDAPESTI MŰSZAKI EGYETEM NUKLEÁRIS TECHNIKAI INTÉZET Elméleti összefoglaló az SSIM atomerőművi szekunderköri szimulációs programhoz Készítette: Dr. Csom Gyula Dr. Aszódi Attila Budapest 993-998.
TARTALOMJEGYZÉK. ELMÉLETI ÖSSZEFOGLALÓ...4.. A szekunderkör felépítése, főbb jellemzői és modellezése...4... A szekunderkör hőkapcsolási sémája...4.. Gőzturbinák...7... Összenyomható közeg alapvető mozgásegyenletei...7... A gőzturbina-fokozat...3..3. A gőzturbinák változó terhelésű üzeme...9..4. A gőzturbinák szabályozása.....5. Kilépési veszteség, határvákuum...5..6. Néhány fontos turbina- és erőműjellemző...6..7. Expanzió a nedves mezőben...9..8. A nedvesgőz-turbinák néhány konstrukciós jellegzetessége...34..9. A nedvesgőz-turbinák néhány üzemi sajátossága...36..0. A K-0-3 nedvesgőz-turbina felépítése...39.3. A szeparátor-újrahevítő egység...43.3.. Cseppleválasztók (szeparátorok)...44.3.. Újrahevítő...45.3.3. Cseppleválasztó-újrahevítő egység...46.3.4. A K-0-44 nedvesgőz-turbina cseppleválasztó-újrahevítő egysége...46.3.5. Az SzPP-0 cseppleválasztó-újrahevítő üzemi sajátosságai...47.4. A kondenzációs berendezés...53.4.. A kondenzációs berendezés kapcsolása...53.4.. A kondenzátoron belüli termikus folyamatok...54.4.3. A kondenzátorok szerkezeti felépítése...59.4.4. Atomerőművi kondenzációs berendezések sajátosságai, a K-0-44 típusjelű turbina kondenzátora...6.4.5. Az atomerőművi kondenzátorok néhány üzemi sajátossága...64.5. A megcsapásos tápvíz-előmelegítő rendszer...65.5.. A megcsapolásos tápvíz-előmelegítő helye a hőkapcsolási sémában...65.5.. Végtelen fokozatszámú regeneratív tápvíz-előmelegítés...66.5.3. Egyfokozatú regeneratív tápvíz-előmelegítés...68.5.4. Többfokozatú regeneratív tápvíz-előmelegítés...7.5.5. Előmelegítő szerkezetek...75.5.6. Az előmelegítőben lejátszódó hőtechnikai folyamatok...78.5.7. Az előmelegítők szabályozása...79.5.8. Az előmelegítők üzeme változó terhelésen...8.5.9. Regeneratív tápvíz-előmelegítés a VVER-440-es blokk szekunderkörében...8.6. A gáztalanító-táptartály egység...83.6.. A gáztartalom és a korrózió kapcsolata...83.6.. A gázok bejutásának lehetőségei...83.6.3. A gáztalanítás célja és elvi lehetőségei...84.6.4. A termikus gáztalanítás elméleti alapjai...84.6.5. Gáztalanító szerkezetek, gáztalanító-táptartály egységek...88.6.6. A gáztalanító rendszer hősémába illesztése...9.6.8. A gáztalanító anyag- és hőmérlege...94
SSIM - Elméleti összefoglaló 3.6.9. Gáztalanítás a VVER-440-es blokk szekunderkörében...94.7. A szekunderköri szivattyúk...95.7.. Elméleti alapfogalmak...95.7.. A szivattyúk üzemi jellemzői...0.7.3. Szivattyútípusok...06.7.4. Erőművi szivattyúk...07.7.5. Az atomerőművi szivattyúk speciális kérdései...08.7.6. A VVER-440-es blokk szekunderköri szivattyúi...09 Irodalomjegyzék...
4. ELMÉLETI ÖSSZEFOGLALÓ Az elméleti összefoglaló célja, hogy a szekunderköri szimulációs programmal elvégzendő gyakorlatok előtti felkészülésben segítséget nyújtson a hallgatóknak. Az összefoglaló tartalmazza azokat az alapvető termodinamikai, hőátadási és technológiai ismereteket, amelyek felelevenítése feltétlenül szükséges a gyakorlatok eredményes elvégzéséhez. Az összefoglaló első része az egész szekunderkör általános ismertetését, második része az egyes szekunderköri berendezések, ill. elemek részletesebb elemzését tartalmazza... A SZEKUNDERKÖR FELÉPÍTÉSE, FŐBB JELLEMZŐI ÉS MODELLEZÉSE... A szekunderkör hőkapcsolási sémája A VVER-440-es reaktor névleges termikus teljesítménye 375 MW. Minden blokk két-két K-0-44 típusjelű 0 MW névleges villamos teljesítményű telített gőzös turbinát tartalmaz. A blokkokra telepített gőzturbinák, az. blokkét kivéve, azonos felépítésűek. A blokk két turbináját hat - a primer-és szekunderkört összekötő - gőzfejlesztő látja el telített gőzzel. A három gőzfejlesztőt és egy gőzturbinát tartalmazó fél szekunderkör egyszerűsített hőkapcsolási sémáját az. ábra szemlélteti. A következőkben közölt szekunderköri paraméterek névleges értéket jelentenek és turbinára vonatkoznak. A gőzfejlesztőkben megtermelt 47 bar nyomású telítési állapotú, a kilépésnél maximum 0,5% nedvességet tartalmazó frissgőz a főgőzvezeték-rendszeren keresztül jut el a turbinához. A turbina előtt négy főgőz-és négy szabályozó szelep helyezkedik el. Mivel a főgőzvezeték-rendszerben a gőz viszonylag hosszú utat (kb. 00 m-t) tesz meg, továbbá a nem túl nagy nyomás miatt nagy a fajtérfogata, nagy a tömegárama, így a főgőzvezeték áramlási ellenállása - a nagy átmérő ellenére - igen jelentős. Névleges üzemben a nyomásesés a főgőzvezetékben eléri a -3 bar-t, így a gőznyomás a főgőzszelep előtt 44 bar, a gőz nedvességtartalma pedig - elsősorban a fojtás miatt - 0,5% körüli érték. A turbina gőznyelése - a kis hőesés miatt - igen nagy, mintegy 455 tonna/óra. A turbina egy nagynyomású és két kettős kiömlésű kisnyomású turbinaházból áll. A regeneratív megcsapolások száma 8. Két párhuzamosan elhelyezett, frissvíz hűtésű kondenzátort, öt kisnyomású, három nagynyomású regeneratív előmelegítőt és egy gáztalanító-táptartály egységet tartalmaz a szekunderkör. A nagy- és kisnyomású turbinaház között két párhuzamosan kapcsolt cseppleválasztó-újrahevítő egység biztosítja, hogy az expandáló gőz a legutolsó kisnyomású turbinafokozat után se lépje túl a megengedett értéket. Az újrahevítés kétlépcsős, az első lépcsőben csapolt gőz, a másodikban frissgőz segítségével történik a munkagőz újrahevítése. Az állandó nyomású gáztalanító fűtése nagyobb terhelésen a harmadik, alacsony terhelésen a nagyobb nyomású második nagynyomású megcsapoláson vett gőzzel történik. A kondenzátorokból kilépő
SSIM - Elméleti összefoglaló 5 csapadékot két párhuzamosan kapcsolt kondenzvíz szivattyú, a táptartályt elhagyó tápvizet ugyancsak két párhuzamosan kapcsolt tápszivattyú keringteti. A tápvízelőmelegítés véghőmérséklete C.
6. ábra. VVER-440-es atomerőművi blokk szekunderkörének (K-0-44-3) egyszerűsített hőséma kapcsolása 00% terhelésen (Az ábrán alkalmazott jelölések megegyeznek a Paksi Atomerőműben használt alfanumerikus jelölésekkel.)
SSIM - Elméleti összefoglaló 7.. GŐZTURBINÁK A gőzturbina olyan gőzgép, amelyben a gőz - hőtartalma rovására - sebességre tesz szert és a sebességgel rendelkező gőznek a forgórész lapátozására kifejtett erőhatása a terhelés ellenében munkát végez []. A sebesség nyomásesés mellett a turbina fúvókáinak vagy lapátozásának változó keresztmetszetű csatornáiban alakul ki, ill. növekedik. A turbina álló lapátozásában a gőz hőtartalom-csökkenése munkavégzés nélkül teljes egészében sebességi energiává alakul, a forgó részben - további hőtartalomcsökkenés közben vagy anélkül - történik a munkavégzés. A gőzturbina ama legkisebb részét, amely egy álló lapátrácsot és egy azt követő forgó lapátrácsot tartalmaz, fokozatnak nevezzük (néha ettől eltérő fokozatot is építenek). A következőkben először a csatornában és a fokozatban lejátszódó termodinamikai és áramlástani folyamatokat foglaljuk össze röviden, majd ezt követően térünk át a technikai kérdésekre.... Összenyomható közeg alapvető mozgásegyenletei Az összenyomható közeg (gáz, gőz) áramlásának leírásához a következő egyenletek szükségesek: állapotegyenlet, folytonossági egyenlet, a mozgásmennyiség megmaradási egyenlete (impulzusegyenlet), az energiamegmaradás egyenlete. A gőz állapotegyenlete feltételezve, hogy hőközlés nélkül és veszteségmentesen megy végbe expanziója, azaz adiabatikus és izentropikus állapotváltozásról van szó a következő: p v κ = áll., () ahol p-, ill. v- a gőz nyomása, ill. fajtérfogata, κ- az adabiatikus kitevő (túlhevített gőzre.6...33 között változik, átlagosan.3, száraz telített gőzre pedig.35 []). Mivel az expanzió túlhevített mezőből vagy száraz telített állapotból indul és általában a nedves mezőbe megy át, a fenti összefüggés nem kielégítő pontosságú, ami a vízgőztáblázatok alkalmazását tette szükségessé. A folytonossági egyenlet (stacioner esetben) azt mondja ki, hogy egy csatornában az egymást követő keresztmetszeteken átáramló közeg tömegárama (m) & állandó: c m & = A = áll., () v ahol A- a keresztmetszet, c- a sebesség. Az utóbbi egyenletet logaritmálva, majd differenciálva és átrendezve, kapjuk
8 da dv dc =. (3) A v c Az utóbbi egyenlet szerint az áramlási keresztmetszet növekményét a fajtérfogat növekményének és a sebesség növekményének különbsége határozza meg, ami viszont az áramlás közbeni termodinamikai állapotváltozás függvénye. Az impulzusegyenlet egydimenziós áramlás esetében [] vdp Fdx = cdc, (4) ahol F az kg átömlő gőzre vonatkoztatott súrlódási erő. Ezt az egyenletet a gőz áramvonalának véges szakaszán integrálva, az impulzus egyenletből az energiamegmaradás speciális esetének egyenletét kapjuk: p 0 c c0 = vdp Fdx p x x 0. (5) Az egyenlet szerint az áramló gőz mozgási energiájának növekménye (az egyenlet baloldala) egyenlő a gőz expanziós munkájának (a jobb oldali első integrál) és a súrlódási erők munkájának (a jobb oldali második integrál) különbségével. Az állandósult gőzáram energiamegmaradási egyenlete: ahol c0 c h 0 + + q0 = h+ + L, (6) h = u + p v h 0 0 0 0 = u + p v a gőz expanzió előtti és utáni entalpiája, c 0, c - a gőz expanzió előtti és utáni sebessége, q 0 - a gőz kg-ja által kívülről felvett hő, L - az egységnyi gőzárammal végzett munka. Az egyenlet igaz mind veszteséges (F 0), mind veszteségmentes (F=0) áramlásra. Az egyenlet differenciális alakja: dh + cdc - dq + dl = 0. (7) Külső hőközlés (adiabatikus) és munkavégzés nélküli áramlás esetében (ez valósul meg a környezettől tökéletesen hőszigetelt álló lapátrácsban) a (6) új alakja: c c 0 = h 0 h, (8) azaz a mozgási energia növekménye egyenlő az entalpiacsökkenés, az ún. hőesés mértékével. Utóbbi összefüggésből a c 0 ismeretében a kiömlés sebessége
SSIM - Elméleti összefoglaló 9 ( h 0 h) + c0 = h 0 + c0 0 c = >. (9) c A turbinában p 0 és p nyomások közötti expanzió közben bekövetkező hőesés mértéke függ attól, hogy az áramlás veszteségmentes, vagy veszteséges. Veszteségmentes esetben feltételezzük, hogy az áramlás súrlódásmentes. Ekkor az adiabatikus és veszteségmentes expanzió során nem változik a gőz entrópiája, ezért az ilyen expanziót izentropikus expanziónak nevezzük. A valóságban azonban a belső súrlódások miatt mindig van veszteség, következésképpen a folyamat során nő az entrópia. A. ábra mutatja az expanzió vonalát túlhevített ill. nedves frissgőz esetén h-s diagramban. a) b). ábra. A turbinán belüli expanzióvonal h-s diagramban a)- túlhevített frissgőzzel; b)- nedves frissgőzzel működő turbina esetén Látható az ábrából, hogy a veszteségek miatt a folyamat végén az entalpia h s ' értékkel nagyobb ( h = h h ), következésképpen a hőesés + ' ( h0 h 0 ( h+ hs ) = h0 hs ) ( h h ) ahol s = kisebb, mint izentropikus expanziónál =. Emiatt a gőz sebessége is kisebb lesz az expanzió végén: 0 0 h ( h 0 hs ) + c0 = c c = ϕ <, (0), c ( h h ) 0 s + c0 ϕ = < () h + c az ún. sebességtényező. 0 0
0 Ha a gőz expanzió közben munkát végez, de nincs külső hőközlés, akkor a végzett munka nagysága (6) alapján: L c0 c = h 0 h+. () Ez azt jelenti, hogy az L munka a hőesés nagyságának és a mozgási energia megváltozásának az összege. A ()-ből látható, hogy a végzett munkát a h 0 - h hőesés csökkenésén keresztül csökkenti a belső veszteség, azaz az a körülmény, hogy az expanzió a valóságban nem izentropikus. Az összefüggésből az is megállapítható, hogy a gőz kilépési mozgási energiája c /, az ún. kilépési veszteség ugyancsak csökkenti a gőz által végzett munkát. Maximális munkát akkor kaphatnánk, ha a gőz teljesen lefékeződne (c = 0 lenne), ami a valóságban nem megoldható. A most részletezett folyamat játszódik le a futó lapátrácsban. A futó lapátrács esetén az is elképzelhető, hogy hőesés egyáltalán nem következik be (h0 h= 0). Ekkor a végzett munka teljes egészében a gőz mozgási energiájának rovására termelődik: L c0 c =. (3) A fentiekből látható, hogy a (6) egyenlet alkalmazásához nem kell feltétlenül ismerni a veszteségek F = f(x) és a gőzállapot v = f(p) változási törvényét, elegendő a folyamat kezdeti és végállapotának az ismerete. Egyedül ez határozza meg a végzett munkát is, amint azt () mutatja. Fojtásos állapotváltozás során az entalpia nem változik (h = h0), következésképpen külső hőközlés és munkavégzés nélküli esetben a gőzáram sebessége is változatlan marad (ld. (8) összefüggés). Gyorsító lapátrácsnak nevezzük azt a lapátrácsot, amelyben az expanzió során a gőz entalpiájának csökkenése árán nő a gőzsugár mozgási energiája. Az ilyen lapátrács geometriailag konfúzor jellegű. Ide tartozik a gőzturbina álló lapátrácsa. Lassító lapátrácsban a gőz entalpiájának növekedése a gőzsugár mozgási energiájának (sebességének) csökkenése árán valósul meg. Az ilyen lapátrács geometriailag diffúzor jellegű. Azt az álló lapátcsatornát, amelyben az áramlás folyamatosan gyorsul, fúvókának nevezzük. Ha az áramlás sebessége az expanzió a hangsebességet (c = c * ), akkor az ilyen sebességet és a hozzá tartozó paramétereket kritikusnak nevezzük. Mivel a közeg sebességének és a helyi hangsebességnek a viszonyát Mach-számnak nevezzük M= c, következik, hogy a kritikus sebességhez tartozó Mach-szám M =. Az c* ehhez tartozó kritikus nyomásviszony []:
SSIM - Elméleti összefoglaló ε* = p = p κ + 0 kr κ κ, (4) ahol κ- az () összefüggéssel kapcsolatban már megismert adiabatikus kitevő. Túlhevített gőzre ε* = 0,5457, száraz telített gőzre ε* = 0,5774. A gyorsító csatorna alakját úgy kell meghatározni, hogy az adott m& gőztömegáramot az expanzió mentén kialakuló c sebességgel és v fajtérfogattal befogadja, áramlástanilag pedig kedvező legyen. Az expanzió mentén szükséges A keresztmetszet a m& v = A c kontinuitásból: v A = m&. (5) c Mivel az expanzió, azaz a nyomás csökkenése mentén a kritikus nyomásviszony (ε * ) elérése előtt a c sebesség gyorsabban nő, mint a v fajtérfogat, a csatornának szűkülnie kell. Ez magyarázza, hogy a gyorsító lapátrács ilyen feltételek mellett konfúzor jellegű. Ilyen esetben a fúvókán átáramló gőztömegáramot a tényleges p / p0 nyomásviszony határozza meg. Ha egy ilyen szűkülő fúvóka utáni térben a nyomás kisebb a p, kr = ε* p0 kritikus nyomásnál, az átáramló gőztömegáram az ε * kritikus nyomásviszonyhoz tartozó állandó érték, azaz a p csökkenése ellenére a tömegáram nem nő. Ez azt jelenti, hogy a fúvóka kilépő keresztmetszetében ilyen esetben a p -től független p,krit > p nyomás alakul ki, és ez a nyomás csak a fúvóka után rendezetlenül csökken p -re. Ilyen esetben a fúvóka kilépő keresztmetszetében a nyomásviszonytól függetlenül hangsebességgel áramlik ki a gőz. A kritikusnál kisebb nyomásviszony esetében is fokozatossá tehetjük a kiömlés utáni nyomásesést, ill. rendezetté tehetjük az áramlást, ha a szűkülő fúvókát kiegészítjük egy bővülő toldattal. Az ilyen, először szűkülő, majd bővülő fúvókát nevezzük Laval-fúvókának. A fúvóka keresztmetszete és a benne kialakuló nyomás és sebesség változását mutatja a 3. ábra. Az ábrából látható az a kísérletekkel is alátámasztott tény, hogy a Laval-fúvóka kilépő keresztmetszetében a hangsebességnél nagyobb (szuperszonikus) sebesség is kialakulhat. A fúvóka legszűkebb keresztmetszetében hangsebességgel áramlik a gőz. A jelenség oka lényegében az, hogy kritikusnál kisebb nyomásviszony p /p0 < ε* esetében a v fajtérfogat gyorsabban nő, mint a gőz sebessége, következésképpen a gőz áteresztéséhez egyre nagyobb keresztmetszet szükséges. Ez azt jelenti, hogy a fúvóka eme részének diffúzor jellegűnek kell lennie.
3. ábra. A Laval-fúvóka és a benne kialakuló nyomás- és sebesség viszonyok c- sebesség; c*- hangsebesség; p- nyomás p*- a kritikus nyomás; v- fajtérfogat; A- keresztmetszet A fúvóka egységnyi keresztmetszetén időegység alatt átáramló gőzmennyiség, az ún. áramlási sűrűség a kritikus nyomásviszony helyén a legnagyobb []: m = & p 0 & max = δ, (6) A max v0 m ahol δ a κ =cp / cv adiabatikus kitevőtől függő állandó, p0, v0 a gőz nyomása és fajtérfogata a fúvóka előtt. Kritikustól eltérő nyomásviszonyok esetén az áramlási sűrűség []: m& p 0 & = = ψ m& max = ψ δ (7) A v0 m ahol ψ a p / p0 nyomásviszonytól függő mennyiség (ld. 4. ábra). A 0p0 RT0 v = összefüggés felhasználásával a (7)-ből a fúvóka gőznyelése: m& = Const ψ A p0, (8) T 0 azaz arányos a csatorna (legszűkebb) keresztmetszetével, valamint a csatorna előtti gőznyomással és fordítottan arányos a gőz csatorna előtti abszolút hőmérsékletének négyzetgyökével. A fúvóka gőznyelése a p / p0 nyomásviszonytól a ψ-n keresztül a 4. ábra szerint függ.
SSIM - Elméleti összefoglaló 3 Ψ 4. ábra. Az áramlás sűrűségének viszonylagos értéke a nyomásviszony függvényében... A gőzturbina-fokozat A turbinafokozat álló és forgó lapátrácsból áll. Egy lapátrácsot azonos szögben és egymástól egyenlő távolságban elhelyezett azonos lapátok alkotnak. A következőkben csak az axiális turbinafokozatokat, ill. azok lapátrácsait vizsgáljuk, amelyeknél meridián metszetben az áramlás közel párhuzamos a turbina tengelyével. Az álló- és forgó lapátok között alakulnak ki az álló-, ill. a futócsatornák. Egy egymást követő álló- és futólapátozásból álló lapátrács kiterített hengermetszetének részlete látható az 5. ábrán. Az álló-, ill. futólapátok be-, ill. kilépő élein fellépő sebességek kapcsolatát kifejező vektordiagramot, az ún. sebességábrát a 6. ábra mutatja. A be- és kilépő sebességábrában figyelembe vettük, hogy az u kerületi sebesség mindegyiknél ugyanaz. A két háromszög egyik csúcsa a konvenció miatt esik egybe. A turbinafokozatban feldolgozott teljes hőesés ( h 0 ) általános esetben az és a futólapátozásra jutó hőesés ( ) összege. A állólapátozásra jutó hőesés ( ) h 0a két részhőesés nagysága és egymáshoz való viszonya a két lapátrács konkrét kialakításától függ. h 0r
4 5. ábra. A fokozat lapátprofiljai és sebességei 6. ábra. A fokozat sebességábrája A turbinafokozat, ill. a turbina lapátrács fontos jellemzői a következők: reakciófok, kerületi erő, kerületi munka, kerületi hatásfok, kilépési veszteség, Parsons-szám. Reakciófok (r): a futólapátozásban feldolgozott h 0r hőesés viszonya az egész turbinafokozatban feldolgozott h 0 hőeséshez: r = h h 0r 0. (9) Kerületi erő (F u ): az egységnyi gőztömegáram mellett fellépő erőhatás kerületi összetevője, amit a futólapát homorú oldalán uralkodó nyomás ( p hom ) és hátoldalán uralkodó nyomás ( p hát ) különbsége határoz meg. Minél nagyobb ez az erő, annál jobb hatásfokú a rács. Kerületi munka (L u ): az egységnyi tömegű gőz által a kerületen végzett munka. Értéke:
SSIM - Elméleti összefoglaló 5 L = F u, (0) u u ahol u a kerületi sebesség. Kerületi hatásfok (η u ): a kerületi munka és a fokozat hőesésének viszonya (mindegyiket azonos egységben kifejezve): η u = L u h0. () Kilépési veszteség ( h k ): a fokozatot elhagyó gőz c sebességéből (ld. 5. ábra) adódó a fokozatban nem hasznosított mozgási energia: hk = c. () Hangsúlyozzuk, hogy ez a veszteség csak az adott fokozat szempontjából jelent veszteséget. Parsons-szám (Pa): a fokozat u kerületi sebesség négyzetének és a h 0 hőesésnek a viszonyát kifejező önkényes számérték: Pa u =. (3) h0 A reakciófok (r) nagyságától függően kétféle fokozatot különböztetünk meg: akciós fokozat, reakciós fokozat. Akciós fokozatban az r reakciófok nagyon kicsi, szélső esetben 0. Ez azt jelenti, hogy az akciós fokozatban a hőesés nagy részét szélső esetben a teljes hőesést az álló lapátozás dolgozza fel, a futólapátozáson nagyrészt szélső esetben teljes egészében a gőz mozgási energiájának rovására történik a munkavégzés. Előzőek miatt a gőz nagyon felgyorsul az álló lapátrácsban, következésképpen a kilépő c és w sebességek (ld. 5. és 6. ábra) viszonylag nagyok. A nagy w érték miatt az ilyen fokozat igen kényes az áramlási veszteségekre, hatásfoka erősen változik a fordulatszámmal.
6 7. ábra. Akciós fokozat sebességábrája Minthogy a futólapátozáson nincs számottevő nyomásesés, a futólapátozás végein résveszteséggel alig kell számolni. Az akciós fokozat sebességábráját (w w) a 7. ábra, lapátozását a 8. ábra szemlélteti. 8. ábra. Akciós fokozat lapátozása Reakciós fokozatban a reakciófok nagy, rendszerint 0,5, azaz a futólapátozás is jelentős hőesést (r = 0.5 esetében a teljes hőesés felét) dolgoz fel. Sebességábráját (r = 0.5 esetében) a 9. ábra, lapátozását a 0. ábra szemlélteti. 9. ábra. 50 % reakciófokú fokozat sebességábrája 0. ábra. Reakciós fokozat lapátozása Minthogy az álló lapátozás csak a teljes hőesés egy részét dolgozza fel, a w sebesség viszonylag kicsi. Emiatt az áramlási veszteségek kicsik, hatásfoka a fordulatszámtól kevéssé függ. Mivel a futólapátozás dolgozza fel a hőesés egy részét, a futólapátozáson a nyomásesés számottevő, következésképpen jelentős résveszteséggel kell számolni.
SSIM - Elméleti összefoglaló 7 Az akciós fokozatra a rövidebb lapátok és a nagyobb átmérők jellemzőek (a kis résveszteség megengedi ezt), ami nagyobb kerületi sebességet ad. A reakciós fokozatban bekövetkező nagyobb résveszteség nagyobb lapáthosszakat és kisebb átmérőket tesz szükségessé, ami kisebb kerületi sebességet eredményez. Utóbbiak miatt az akciós fokozatban nagyobb hőesés dolgozható fel, mint a reakciós fokozatban. A turbinafokozatban bekövetkező veszteségek: áramlási veszteség, tárcsasúrlódás és ventilláció, résveszteség, kilépési veszteség, vízfékezési veszteség, mechanikai veszteség. Ha a turbinában feldolgozandó hőesés kicsi, akkor az egy fokozatban is megvalósítható. Általában azonban nem ez a helyzet. Emiatt több egymást követő fokozat dolgozza fel a teljes hőesést. Előzőeket egyfokozatú turbináknak, utóbbiakat többfokozatú turbináknak nevezzük. A többfokozatú turbinában az egyes fokozatokra kisebb hő- és nyomásesés jut (ld.. ábra). h. ábra. Többfokozatú gőzturbinára eső hőesés eloszlása a fokozatokra A turbina első fokozata rendszerint olyan, amelynek keresztmetszetét üzemközben változtatni lehet. Ez az ún. szabályozó fokozat, mivel a turbina szabályozásában fontos szerepe van. A szabályozó fokozat keresztmetszetének változtatása útján állandó (szabályozó szelepek előtti) frissgőznyomás mellett is szabályozható az átbocsátott gőz mennyisége. A fokozatok jellege szerint a turbinák lehetnek akciós, ill. reakciós turbinák. Az akciós turbina akciós fokozatokból áll. Főbb jellemzői: nagyobb átmérőjű, de a fokozatonként feldolgozható nagyobb hőesés miatt kevesebb fokozatú és rövidebb; hatásfoka nem érzékeny a radiális hézagokra, sem azok változására; hatásfoka a nagyobb gőzsebességek miatt nagymértékben függ a lapátprofilok alakjától és a lapátfelületek simaságától;
8 forgórészének tömege viszonylag kicsi, hőmérséklet-változása és ezáltal hőtágulása gyorsabb a turbinaházénál, ezért lassabb terhelésváltoztatásra képes. A reakciós turbina reakciós fokozatokból áll. Főbb jellemzői: kisebb átmérőjű, de a fokozatonként feldolgozható kisebb hőesés miatt nagyobb fokozatszámú és hosszabb, ezért inkább igényel többházas kivitelt, mint az akciós turbina; hatásfoka a lapátozás hézagaira érzékeny; hatásfoka a lapátprofil kialakítására a kisebb sebességek miatt kevésbé érzékeny; dobalakú forgórésszel építik, ami gyorsabb terhelésváltoztatásra, indulásra képes. A többfokozatú turbinákra jellemző az ún. hővisszanyerés. A nyomás- vonalak széttartása miatt az egyes fokozatokra jutó adiabatikus hőesések összege nagyobb, mint az egész turbinára vonatkozó egyetlen adiabatán mért hőesés (ld.. ábra): h0i > h0. h. ábra. Hővisszanyerés Σ h oi > H i Ezáltal az előző fokozatok vesztesége a további fokozatokban részben hasznosul. A hővisszanyerési tényező: R h = h i h 0 i (4)
SSIM - Elméleti összefoglaló 9..3. A gőzturbinák változó terhelésű üzeme Minden gőzturbinát bizonyos meghatározott terhelésű üzemállapotra (gőzforgalom, frissgőzállapot, ellennyomás, megcsapolási nyomások és mennyiségek stb.) terveznek. Erre határozzák meg a sebességi háromszögeket, választják meg a lapátprofilokat. A turbina azonban nem mindig azonos teljesítményen üzemel. A terhelésváltozással megváltoznak a gőzáramok, a gőzparaméterek eltérnek a névleges értéktől, ezért a fokozatokban lényegesen megváltozhat a munkafolyamat, ami a sebességeket, a reakciófokot, a fokozat belső hatásfokát jelentős mértékben megváltoztathatja. A fúvókán átáramló gőzforgalom a (8) összefüggés szerint változik a, p, tartozó gőzjellemzők függvényében. Eszerint a megváltozott paraméterekhez ( ) és az alapul vett paraméterekhez (, ), 0 T0 p 0 T 0 tartozó gőzáramok aránya a túlhevített mezőben, ha az átömlési keresztmetszet nem változik:, m& m& ψ p 0 = ψ p 0 T0 T 0. (5) Ha a gőz kiömlési sebessége meghaladja mindkét esetben a hangsebességet, akkor ψ = ψ =, így a (5) új alakja:, m& m& p 0 = p 0 T0 T 0. (6) Ha a hőmérséklet általában kismértékű változásának hatását elhanyagoljuk, akkor (5), ill. (6) helyett írható: & m&, m ψ p 0 ψ p 0, ill. & m& p, m p 0 0. (7) Ha egy többfokozatú turbina valamely turbinafokozata előtti ill. utáni nyomás p ill. p akkor Stodola kísérleti eredményei alapján közelítően írható (hangsebesség alatti áramlásnál): ψ p p, (8) K. kr ahol K ( ε ). Ez alapján a (8) új közelítő alakja: p p p p m& Const F p = Const F. (9) T T
0 Utóbbi összefüggés alapján a két különböző gőzállapot melletti gőzáramok arányát leíró Stodola-féle összefüggés:, m& m& = p p p p T, ill. T, m& m & p p = p p T T. (30) Ez az összefüggés nem csak egy fokozatra, hanem olyan fokozatcsoportra is érvényes, amelyen belül a tömegáram végig állandó (nem ágazik szét), a sebesség sehol nem éri el a hangsebességet és az áramlási keresztmetszetek az időben változatlanok maradnak. Igaz tehát az összefüggés két egymást követő megcsapolási hely közötti turbinaszakaszra. A (30) összefüggést úgy is lehet értelmezni, hogy a St m& = p p T (30.a) szerint definiált szám az ún. Stodola-szám állandó azokra a turbina fokozatokra ill. turbina szakaszokra, amelyek kielégítik a fenti feltételeket. Ha p p, (pl. a turbina utolsó fokozatában, ahol p = pk kondenzátornyomás igen kicsi):, m& m& p = p T T (3) Ezek az összefüggések felhasználhatók a fokozatok közötti és a megcsapolási helyeken lévő nyomások meghatározására különböző, a méretezési állapottól eltérő gőzforgalmaknál. A számítás menete: a legutolsó fokozat utáni nyomás kondenzációs turbinánál a kondenzátornyomás és az e fokozaton átáramló gőzforgalom ismeretében (30)-ból, ill. (3)-ből meghatározzuk a fokozat előtti ill. ha ez a feladat, akkor az utolsó megcsapolásnál lévő nyomást. Ez a nyomás a következő szakasz számára ellennyomásul szolgál, tehát ismeretében meghatározható a következő szakasz előtti nyomás. Ez folytatható tovább, egészen a turbina elejéig, pontosabban a szabályozó fokozat utáni pontig. A szabályozó fokozatra a (30) összefüggésnél leírtak szerint nem érvényes a Stodola-szám állandósága, és éppen ennek működése révén a szabályozó szelepek előtti frissgőznyomás nem változik. A leírtak eredményeként az egész turbinára a nyomáslefutás különböző gőznyeléseknél, azaz különböző terheléseknél a 3. ábra szerint alakul.
SSIM - Elméleti összefoglaló 3. ábra. Szabályozófokozatú gőzturbina nyomáslefolyásának változása a terheléssel Az ábrából de az előző összefüggésekből is látható, hogy a turbina terhelésének névleges értékhez képesti csökkenése esetén állandó frissgőz- és kondenzátornyomás mellett a fokozatok közötti nyomások, s így a megcsapolási nyomások is csökkennek. Az előzőekben írtak a túlhevített mezőben lejátszódó expanzió esetében igazak. A nedves mezőben lejátszódó expanzió esetében érvényes törvényszerűségekről az..7. pontban lesz szó röviden. A terhelés megváltozása kihat a fokozat hatásfokára is. Ha a fokozatot az adott terhelésre a lehető legjobb ηi belső hatásfokra (ld. (35) összefüggés) tervezték, akkor a terhelésváltozás mindig hatásfokcsökkenést okoz...4. A gőzturbinák szabályozása A gőzturbinák szabályozásának feladata valamely üzemi jellemző (fordulatszám, nyomás, teljesítmény, frekvencia stb.) tervszerű, rendszerint közel állandó értéken tartása. A szabályozást erről a szabályozott jellemzőről nevezzük fordulatszám-, nyomás- stb. szabályozásnak. A szabályozott jellemző állandósága rendszerint egyensúlyt jelent. Ezért a szabályozás feladatát gyakran úgy is fogalmazzák, hogy egyensúlyt teremt a szolgáltatás és a terhelés között. Az egyensúlyban tartandó mennyiségek egyike az üzem természete folytán önkényesen változik. Ez a szabályozás zavaró jellemzője. Az egyensúly létrehozására a másik jellemző tervszerű változtatása útján kell beavatkozni. A beavatkozást a szabályozási eltérés (szabályozott jellemző pillanatnyi értékeinek eltérése a parancsolt értéktől) váltja ki. Gőzturbinák szabályozásában a gőzmennyiség változtatása útján avatkozunk be (ez a teljesítményt is változtatja). A beavatkozó jellemző annak a szervnek a helyzete, amely a gőzmennyiséget módosítja.
A gőzturbina legfontosabb szabályozott jellemzője a fordulatszám. Ha ugyanis a fordulatszámot szabályozzuk, akkor kézben tartjuk a teljes turbógépcsoport energiaegyensúlyát. Kondenzációs gőzturbina fordulatszabályozásának a következő feladatokat kell teljesítenie [3]: a turbina teljesítményének illesztése a mindenkori fogyasztói igényhez, a fordulatszám tartása a fogyasztói teljesítményigénynek megfelelően (szigetüzemben), a turbina párhuzamos kapcsolása üresjáratban, teherledobáskor a turbina gyors megfogása a túlfordulat védelem beavatkozása előtt. A teljesítmény és a fordulatszám közötti kapcsolat lineáris: P=k n ( n ) ü, (3) o ahol n 0 a névleges teljesítményhez tartozó, n ü az ettől eltérő teljesítményhez tartozó fordulatszám, k az arányossági tényező. Ezek alapján a fordulatszám-szabályozás jelleggörbéje a 4. ábra szerinti. 4. ábra. A teljesítmény és a fordulatszám kapcsolata A gőzmennyiség változtatásának elvi megoldásai (ld. 5. ábra): fojtásos szabályozás, mennyiségi szabályozás, megkerülő szabályozás, csúszóparaméteres szabályozás ezek alváltozatai, ill. kombinációi.
SSIM - Elméleti összefoglaló 3 5. ábra. A gőzmennyiség változásának módjai - fojtószelep; - kézi túlterhelő szelep; 3- szabályozószelepek; 4- megkerülő szelepek Fojtásos szabályozásnál a szelep teljesen nyitott állapotban teljes frissgőznyomást biztosít az első fokozat előtt, a gőzmennyiség csökkentését pedig fojtás útján végzi. Mennyiségi szabályozásnál több szabályozó szelep táplálja a szabályozó fokozat egy-egy fúvókacsoportját. Ezek a szabályozó szelepek a teljesítmény növelésekor egymás után nyitnak. Nincs fojtás, ha bizonyos számú szelep teljesen nyitott, a többi pedig teljesen zárt állapotban van. Fojtásos szabályozásnál fojtás közben állandó entalpia mellett jut át a gőz egyik nyomásról a másikra (ld. 6. ábra). Az ábra jelölései alapján turbina belső hatásfoka fojtás esetén: h η = i h = i hi i = ηi. γf < ηi (33) h0 hi h0 ahol γ f fojtási tényező azt mutatja, hogy a szabályozó szelep fojtása következtében megmaradó h i, entalpiacsökkenés hányad része az eredeti h i entalpiacsökkenésnek., η f < következtében η < η i i, azaz a fojtás csökkenti a turbina belső hatásfokát.
4 6. ábra. Fojtásos szabályozású turbina expanzióvonala h-s diagramban Mennyiségi szabályozásnál a fojtási veszteség nem az egész gőzáramra vonatkozik, hanem csak a nem teljesen nyitott szelep gőzáramára, ezért a mennyiségi szabályozású turbina belső hatásfoka a gőzáram függvényében kisebb mértékben változik, mint fojtásos szabályzáskor. A 7. ábra mutatja a turbina relatív teljesítményváltozását a relatív gőznyelés függvényében különböző gőzbevezetési módszereknél. A bc görbe tisztán fojtásos szabályozást, a ba görbe pedig végtelen számú fúvókacsoportos mennyiségi szabályozás feltételezésével készült. 7. ábra. A turbina teljesítményváltozása a gőznyelés függvényében különböző gőzbevezetési rendszereknél Ezeket a görbéket azzal a feltételezéssel határozták meg, hogy a teljes gőznyeléskor mindkét típusú turbina teljesítménye azonos. Részleges gőzáramok esetén az eszményi mennyiségi szabályozású turbina hatásfoka nagyobb, mint a fojtásos szabályozásúé, mivel a ba görbe a bc görbe felett halad. Fojtásos
SSIM - Elméleti összefoglaló 5 szabályozáskor a turbina teljesítménycsökkenését a fojtási vesztség okozza, amelyet a két görbe ordináta-különbsége szemléltet. Ha az első fokozat fúvókáit két azonos csoportra bontjuk, akkor egy teljesen nyitott szelepnél a turbina hatásfoka az e pontban egyezik az eszményi mennyiségi szabályozású turbina hatásfokával. A teljesítményváltozás egész görbéjét két fúvókacsoportnál a bed vonal ábrázolja, miközben a fojtásos szabályozáshoz képesti többletét a vízszintesen vonalkázott terület mutatja. Négy szelepcsoportnál pedig a bhegf teljesítményváltozási görbét kapjuk. A szelepek mozgatását úgy kell megoldani, hogy a szabályzási eltérés azonos változása a gőzmennyiség azonos változását idézze elő. Korszerű gőzturbinák szelepeit hidraulikus hajtású szervomotor működteti. Rudazatos a szabályozás, ha a rendszer egyetlen szervomotorja a szelepeket mechanikus elemek (rudazat, emelők, fogaslécek, bütykös tárcsák) útján mozgatja. Rudazat nélküli szabályozásban minden szabályozószelepnek külön szervomotorja van, a szelepemelkedés az olajnyomás szerint változik. A teljesítményszabályozás szigorúan véve nem a turbina, hanem a hálózat tartozéka, feladata, hogy az egyik hálózatrészből a másikba átadott teljesítményt változatlan értéken tartsa. Minthogy a rendszerben résztvevő turbinák teljesítménye a fordulatszám-szabályozás következtében a frekvenciára is kihat, a teljesítményszabályozást rendszerint a frekvencia pontos szabályozásával egészítik ki. Ez az egyesített teljesítmény- és frekvenciaszabályozás. E szabályozás terében a beavatkozás az egyes turbinák teljesítményének módosításával történik...5. Kilépési veszteség, határvákuum A () összefüggés megadja az adott fokozatra vonatkozó kilépési veszteséget. Ez a mozgási energia azonban - az utolsó fokozat kivételével - az egész turbina szempontjából nem, ill. a szabályozó fokozatnál csak részben vész el, mert a következő fokozatba lépő gőz mozgási energiájaként hasznosul. Az utolsó fokozatból kilépő gőz mozgási energiája azonban már nem hasznosulhat, ezért az az egész turbina szempontjából kilépési veszteségnek tekinthető, ami rontja a turbina belső hatásfokát. Különösen nagy a kilépési veszteség kondenzációs turbináknál, ahol igen nagy a kilépési sebesség c = 00 300 m/s). Ez a veszteség annál nagyobb, minél kisebb a kiömlő keresztmetszet és minél nagyobb a gőz térfogatárama (azaz a gőz tömegárama és fajtérfogata), ill. minél kisebb a turbina végnyomása (ellennyomás, ill. kondenzátornyomás). Csökkenthető a kilépési veszteség a kiömlő csonk helyes áramlástani kialakításával. Az utolsó fokozat adott kiömlési keresztmetszete mellett a kilépési veszteség a 8. ábra szerint változik a gőz térfogatárama függvényében. Előzőek szerint a kilépési veszteség nő a kondenzátornyomás (p k ) csökkenésével, ami a turbinateljesítményt csökkenti. A p k csökkentése ugyanakkor növeli a hőesés nagyságát, ami viszont a turbinateljesítmény növelését eredményezi. A két ellentétes folyamat eredményeként - adott kiömlési keresztmetszet mellett kiadódik egy olyan kondenzátornyomás - az ún. határvákuum amelynél a turbina teljesítménye maximális. Minél nagyobb a kiömlési keresztmetszet, annál kisebb a határvákuum. A 9. ábra egy konkrét turbina esetére azt mutatja, hogy a turbina teljesítménye egy
6 alapértékhez képest hogyan függ a kondenzátornyomástól, különböző gőztömegáramoknál. 8. ábra. A kilépési veszteség változása a feldolgozott gőz térfogatáram függvényében 9. ábra. A turbinateljesítmény a kondenzátornyomás függvényében a különböző gőzáramoknál..6. Néhány fontos turbina- és erőműjellemző E pontban röviden összefoglaljuk a turbina és az egész erőmű néhány fontos jellemzőjét, bár némelyikre korábban már utaltunk. Izentropikus teljesítmény az a teljesítmény, amelyet az adott gőz-tömegáram - azaz a turbina által egységnyi idő alatt feldolgozott gőz tömege - eszményi (azaz izentropikus) expanzió esetén végezne: P = m&, (33.a) 0 h o ahol h 0 az adiabatikus reverzibilis (izentropikus) hőesés.
SSIM - Elméleti összefoglaló 7 Belső teljesítmény az a teljesítmény, amelyet az adott gőztömegáram valóságos expanzió mellett, a belső veszteségek figyelembevételével hőtartalma rovására végez. A gőz hőtartalmának a turbinában végbemenő tényleges csökkenése a belső hőesés ( h i ). Ezzel P = m&. (34) i h i Belső hatásfok a belső teljesítmény ( P i ) és az izentropikus teljesítmény ( P ) hányada: 0 η i = Pi i P = h 0 h 0. (35) Effektív teljesítmény alatt a tengelykapcsolón szolgáltatott teljesítményt értjük, ami a mechanikai veszteséggel ( P m ) csökkentett belső teljesítménnyel egyenlő. Az erőmű vonatkozásában ezt nevezik turbinateljesítménynek: Pe = Pi - Pm. (36) Mechanikai hatásfok az effektív és a belső teljesítmény hányadosa: η m Pe Pi =. (37) Effektív hatásfok az effektív és az izentropikus teljesítmény hányadosa: η e P P P e e i = = = ηm ηi. (38) Po Pi Po Az erőmű vonatkozásában ezt nevezik a turbina hatásfokának. Fajlagos gőzfogyasztás az időegység alatt turbinába bevezetett gőz-tömegáram (az ún. gőzfogyasztás, m& ) és az így nyert teljesítménynek (P) a hányadosa: m& & =. (39) P m f Aszerint, hogy a gőzfogyasztást milyen teljesítményre vonatkoztatjuk, megkülönböztetünk izentropikus ( m& fo), belső ( m& fi) és effektív ( m& fe ) fajlagos gőzfogyasztást: m& m& f 0 =, P 0 m& m& fi =, P i m& m& e =. (40) P e A fenti összefüggések alapján a különböző fajlagos gőzfogyasztások közötti kapcsolat:
8 m& f 0 & fi =, ηi m m& m& m& = fi f 0 fe =. (4) ηm ηe A teljesség kedvéért a következőkben közöljük a nem csak magára a turbinára, hanem az egész körfolyamatra jellemző fontosabb teljesítmény- és hatásfokjellemzőket is. Termikus hatásfok a tápszivattyú munkájával ( P sz ) csökkentett izentropikus teljesítmény és az időegység alatt a körfolyamatba bevezetett Q & hőteljesítmény hányadosa: η t P0 Psz = Q&, (4) ahol ( ) Q & = m& h 0 h (43) tv és h tv a tápvíz, h 0 a frissgőz entalpiája. A tápszivattyú munkájának elhanyagolásával: P Q&. (44) 0 ηt Villamos kapocsteljesítmény, vagy egyszerűen csak kapocsteljesítmény a szinkrongenerátor meghajtására használt gőzturbinánál a generátor teljesítmény- csökkentett effektív teljesítmény: veszteségével ( ) P g Pg = Pe Pg. (45) Szokás ezt az erőmű bruttó teljesítményének is nevezni. A generátor hatásfoka a kapocsteljesítmény és az effektív teljesítmény hányadosa: P g η g =. (46) Pe Az erőmű bruttó hatásfoka a kapocsteljesítmény és a bevitt hőteljesítmény hányadosa: η bruttó er Pg = Q& Pg Pe Po = P P Q& e o = η η g m η η i t. (47) Az erőmű nettó teljesítménye az erőmű önfogyasztásával ( ) P š csökkentett bruttó teljesítménye
SSIM - Elméleti összefoglaló 9 Pn = Pg Pö. (48) Az erőmű nettó hatásfoka a nettó teljesítmény és a bevitt hőteljesítmény hányadosa: η nettó er Pn = Q& P = P n g Pg Q& = η bruttó er P P n g P = P n g η η i m η η g t (49)..7. Expanzió a nedves mezőben A kondenzációs turbinák utolsó fokozataiban, és az atomerőművi nedvesgőzturbinák legtöbb fokozatában az expanzió a határgörbe alatti nedves mezőben megy végbe. Ezt mutatják a 0-. ábrák, melyek egy-egy konvencionális akciós, ill. reakciós turbinára, ill. egy atomerőművi nedvesgőz-turbinára tartalmazzák a tipikus expanzió vonalakat. 0. ábra. Többfokozatú akciós turbina. ábra. Többfokozatú reakciós turbina expanzióvonala h-s diagramban expanzióvonala h-s diagramban
30. ábra. Nedvesgőz-turbina lehetséges expanzióvonalai E fokozatok lapátrácsaiban kétfázisú közeg, gőz-víz keverék áramlik. A nedvesgőzben a folyadékfázis előfordulhat finoman diszpergált állapotban, köd formában, de durván diszpergált állapotban, cseppek, hártyák és sugarak alakjában is. A kétfázisú közeg tartózkodhat termodinamikai egyensúlyban, ideiglenes, instabil egyensúlyi helyzetben (ún. metastabil állapotban) és a fázisátmenet helyzetében, ami kondenzációt és forrást jelenthet. Egyensúlyi állapotban a nedvesgőz termodinamikai paramétere a fajlagos nedvességtartalom, ill. röviden a gőznedvesség (y), ami a folyadékfázis tömegaránya a közegben: y= m m,, = m m,,, + m (50) vagy a fajlagos gőztartalom (x = -y), ahol m és m a folyadék és a gőzfázis tömege az m teljes közegmennyiségen belül. A nedvesgőznél a túlhevített gőztől eltérően egyensúlyi állapotban a p nyomás és a t és telítési t hőmérséklet nem függetlenek egymástól. A gőz telítési hőmérséklete ( s ) nyomása ( p s ) között egyértelmű függvénykapcsolat van: t s = f ( p s ). Ha az expanzió folyamata a lapátrácsban az x = határgörbe felett kezdődik és az alatt fejeződik be, akkor ez a folyamat a gyors nyomásváltozás miatt túlhűtéssel megy végbe. A túlhűtött gőz térfogata kisebb, mint egyensúlyi állapotban, ezért a gőz
SSIM - Elméleti összefoglaló 3 munkavégző képessége is kisebb. A munkavégző képesség eme csökkenése a túlhűtési veszteség. Az entalpiacsökkenés növelésével a lapátrácsban valamely x B gőztartalomnál kezdődik a kondenzáció. Az x B = áll. vonalat, amely a relatív p - dp/dτ függ, Wilson-görbének nevezik. nyomáscsökkenési sebességtől ( ) Szubszonikus sebességeken a gőz kondenzációja főleg a kilépő élek áramlási nyomaiban és a forgólapátok felületén megy végbe. A vízcseppek sebessége nagyság és irány szerint különbözik a gőzsebességektől. A nedvesgőz fontos jellemzője a ν= c /c csúszási tényező, azaz a folyadék és a gőzfázis sebességének aránya. Minél nagyobbak a cseppek, annál kisebb a ν csúszási tényező. A kis cseppek követik az áramvonalakat, sebességük nagyság és irány szerint alig különbözik a gőzsebességtől. Nagyméretű cseppeknél a folyadékfázis fő részét ezek teszik ki a fázisok közötti csúszás jelentős és áramlási irányuk is nagymértékben eltér a gőzétől. A profil felületén és a csatornák homlokfalain folyadékfilm képződik, amelynek felszínéről folyadékrészecskék szakadnak le. A filmbe csapódó vízcseppek egy része az ütközéskor visszaszóródik a gőzáramba. A fázisok között a csatornában súrlódás, hő- és anyagcsere megy végbe. E bonyolult folyamat következtében a túlhevített gőz áramlásához képest megváltoznak az áramlás paraméterei (a [4] részletesen elemzi e folyamatokat). Megváltoznak a rács olyan integrális jellemzői, mint az energiaveszteségi és szűkítési tényező (szűkítési tényező adja meg a rácson átáramló tényleges és elméleti gőztömegáram arányát, ami túlhevített gőzben általában -nél kisebb). A cseppek főbb mozgásformáit 90 belépőszögű álló lapátrácsra a 3. ábra mutatja. 3. ábra. Folyadékcseppek mozgása álló lapátcsatornában Növekvő gőznyomásnál csökken a gőznedvesség hatása a rácsjellemzőkre, mivel csökken a gőz és a víz közötti sűrűségkülönbség, csökkennek a cseppméretek. Mivel a rács minimális keresztmetszetében és azt elhagyva a nedvesgőz fajtérfogata kisebb, mint termodinamikai egyensúly esetén, ezért annak ellenére, hogy a folyadékfilm elszűkíti a minimális keresztmetszetet, és a nagyobb veszteségek miatt µ változatlan egyéb µ [,3,4]. Ilyen a sebesség is csökken, nedvesgőzre a szűkítési tényező ( ) n körülmények mellett mindig nagyobb, mint túlhevített gőzre ( ) t esetben a gőzáram nagyobb lehet az elméletinél, azaz µ n >. Első közelítésben álló lapátrácsokra a
3 µ µ n t x (5) egyszerű összefüggés alkalmazható. A kísérleti és üzemi tapasztalatok azt mutatják, hogy a gőznedvesség a lapáthossz mentén nő a lapát vége irányában, a lapát végeinél a legnagyobb. Ez elsősorban a vízcseppekre ható centrifugális erővel magyarázható. Nedvesgőz áramlásakor a ξ energiaveszteségi tényező növekedik. Ennek okai: a folyadékfilmben és nedvesgőz határrétegben a súrlódási veszteség nő; a folyadékrészecskék gyorsítása energiaveszteséget okoz; a fázisok között súrlódás lép fel; a kilépőél áramlási nyoma megnövekszik, a folyadékfilm a kilépőélekről leszakad, s ez megnöveli az áramlásban az örvénylést; a csatorna homlokfalain folyadékfázis jelenlétében a szekunder áramlás intenzívebb. A 4. ábra mutatja az álló- és forgólapátok utáni sebességi háromszögeket a gőzfázisra és a vízcseppekre. 4. ábra. A gőzfázis és a vízcseppek sebességi háromszöge az álló- és a futólapátok után Az ábrából látható, hogy a vízcseppek kisebb sebessége miatt a vízcseppek nem az álló-, ill. forgólapátok belépő szögével azonos szöggel lépnek a futólapát-rácsba, ezért a cseppek a futólapátok hátába ütköznek. Ez a lapátfékezés növeli a turbina belső veszteségét. Ez az ún. vízfékezési veszteség.
SSIM - Elméleti összefoglaló 33 Feltételezve, hogy a gőznedvesség hatására fellépő hatásfokcsökkenés főleg a fékezési és a durva cseppek gyorsítási veszteségéből tevődik össze, írható: ξ víz = ξ + ξ = k y + k y, (5) gy fék 0 ahol y 0 és y a fokozat előtti és utáni nedvességtartalom, k és k kísérletileg meghatározott állandók. Elég széles körben alkalmazzák a következő közelítő összefüggést is: y0+ y a (53) ξ víz ahol az `a` tényező a fokozatok konkrét jellemzői alapján határozható meg: a = 0,4...0,9. A nedvesgőzzel üzemelő turbinafokozatokban a forgólapátok felületi eróziója gyakran megfigyelhető. Az erózió következtében a lapát felülete egyenlőtlenné, szivacsossá, lyukacsossá válik. Az erózió a lapátprofil jelentős részére kiterjedhet - a húrméret 0-30%-ára - és a lapát egy része leszakadhat. Az eróziónak három szakasza van: a kezdeti intenzív erózió, a második jelentősen lassuló eróziós szakasz és a harmadik szakasz, amikor a további anyagkárosodás gyakorlatilag megszűnik. Az erózió oka a vízcseppek bonyolult ütközési és kavitációs hatása. Mivel a centrifugális erők és az áramlás perdülete következtében a vízcseppek különösen a nagyméretű cseppek a külső kerületen sűrűsödnek, ezért a lapátok eróziója is a külső átmérő környékén várható. A gőz nedvességtartalma a gőzforgalom-változás turbinaparaméterekre gyakorolt hatását is befolyásolja. Ennek oka elsősorban a szűkítési tényező változása a nedvességtartalom függvényében [ld. (5) összefüggés]. Pl. ha a vizsgált két üzemállapotban az álló lapátrácsban a gőzsebesség kritikus marad, akkor az (5) felhasználásával a (6) összefüggés új alakja:, m& m& p 0 = p 0 T0.x 0 T.x 0 0, (54) ahol x0 és x0 a nedvesgőz gőztartalma a két üzemállapotban. Szubszonikus sebességek,azaz kritikusnál nagyobb nyomásviszonyok esetén a (30) új alakja:, m& m& = k F p p p p T T, (55) ahol k F tényező veszi figyelembe, hogy az új terhelésen az átömlési keresztmetszet, ill. a szűkítési tényező milyen mértékben változott meg...8. A nedvesgőz-turbinák néhány konstrukciós jellegzetessége A leginkább elterjedt atomerőmű típusok gőzturbináinak fő sajátosságai a következők: nagy egységteljesítmény, mérsékelt frissgőznyomás és -hőmérséklet,
34 telített vagy gyengén túlhevített frissgőz, kis hőesés, nagy fajlagos gőzfogyasztás, a víztelenítés céljait is szolgáló sok és bő tápvíz-előmelegítő megcsapolás, közbenső külső cseppleválasztás és újrahevítés, a kisnyomású részen sokszoros (4 6-szoros) kiömlés, nagy gépméret és géptömeg, a különösen nagy egységteljesítményeknél általában az alacsony (500 fordulat/perc) fordulatszám. A nedvesgőz-turbinák egyik legfontosabb sajátossága, hogy az egész, vagy majdnem az egész expanzió a nedves mezőben játszódik le (ld.. ábra). Minthogy a túlzott hatásfokromlás és az erózió megelőzése érdekében a gőz nedvességtartalmát meghatározott szint alatt kell tartani, nagy jelentősége van a víztelenítésnek és esetleg az újrahevítésnek. Az erózió elkerülésére két különböző módszer, az aktív és a passzív módszer kínálkozik. Az aktív módszerek, amelyek egyben a hatásfokot is javítják: a) Csökkenteni kell a fokozat előtti y 0 gőznedvességet, növelni kell a kezdő hőmérsékletet, újrahevítést kell alkalmazni, csökkenteni kell az újrahevítési nyomást, hatékony külső cseppleválasztást kell alkalmazni. b) A forgólapátok előtti tényleges gőznedvesség csökkentése a turbinán belüli különböző, hatékony cseppleválasztási módszerek alkalmazásával, így az előző álló lapátrácsból kilépő gőz cseppleválasztásával. Erre van lehetőség, mert amint arról az..7. pontban szó volt a centrifugális erő miatt különösen a nagy vízcseppek a külső kerületen sűrűsödnek. Az ún. szeparációs együttható definíciója: m& sz β γ = =, (56) m & y n 0 ahol m& sz az elvezetett szeparált folyadék tömegárama, m& n a fokozaton átáramló nedvesség tömegárama, m& m& n sz y0 =, β =, (57) m& m& ahol m& a fokozaton átáramló nedvesgőz teljes tömegárama. A szeparációs együttható sok tényezőtől, mindenekelőtt a fokozatok méreteitől, az elvezető csatornák konstrukciójától, az azokban lévő nyomáseséstől, továbbá különböző üzemi paraméterektől (a fokozat nyomásesésétől, a gőz sűrűségétől és nedvességtartalmától, a nagyméretű cseppek részarányától stb.) függ [4]. A tapasztalat azt mutatja, hogy a helyi ellenállások, kötöző- és csillapító huzalok, merevítő bordák stb., helyi nedvességkoncentrációt és ennek következtében fokozott eróziót okoznak. Emiatt a nedves mezőben üzemelő fokozatokban ezek alkalmazását kerülni kell. c) A forgólapátokra ütköző cseppek energiáját csökkenteni kell, többek között az álló- és a forgólapátok közötti axiális rés növelésével, mert az axiális réssel megnő a csúszási tényező és a nagyobb, veszélyes cseppek szétaprózódnak.
SSIM - Elméleti összefoglaló 35 Egyes turbináknál az utolsó fokozatok külső átmérőinél az axiális rés eléri a 00 mm-t, vagy még ennél is nagyobb. d) A lapátvégek u k kerületi sebességét csökkenteni kell. A passzív módszerek: a) Különleges lapátanyagok, korrózióálló acélok, titánötvözetek, stb. alkalmazása. b) Az eróziónak kitett lapátrészeken különleges, nagykeménységű, eróziónak ellenálló keményfém betétek felforrasztása. c) A lapátok, vagy egyes részeik hőkezelése és felületi bevonata. A nedvesgőz-turbinák szerkezetileg nagymértékben különböznek a nagynyomású, nagyhőmérsékletű túlhevített gőzzel dolgozó turbináktól. A szerkezeti különlegességek és azok okai a következők: a) Mivel a rendelkezésre álló hőesés ( h 0 ) csak mintegy 60%-a a korszerű nagy frissgőznyomású és -hőmérsékletű turbinában elérhető hőesésnek, a nedvesgőz turbinákban csak nagy- és kisnyomású házakat alkalmaznak. A kisnyomású házak a teljesítmény kb. 50...60%-át szolgáltatják, így hatásuk a turbina gazdaságosságára jelentős. Nagyon erősen függ a hatásfok a kilépési veszteségtől, a kiömlő csonk kialakításától, a gőzbevezetésnél fellépő fojtási veszteségtől, valamint az átömlő vezetékekben és a külső cseppleválasztó gőztúlhevítő körben jelentkező nyomáseséstől. Ezért megfelelően nagy keresztmetszeteket választanak, s ezáltal amíg a korszerű hőerőművi turbinák gőzvezetékeiben 60-80 m/s, a nedvesgőz-turbináknál 30-35 m/s gőzsebességek vannak. A nagy keresztmetszetet a kisnyomású házban nagy folyamszám kialakításával, nagyszámú kisnyomású ház alkalmazásával érik el. Nedvesgőzturbinák esetében a három, sőt négy kisnyomású házas megoldás a jellemző. Nagy figyelmet fordítanak a szelepek kialakítására, gyakran használnak kombinált főgőz- és szabályozószelepeket, s előnyben részesítik az egyszerű konstrukciókat (pl. a kisnyomású házba való beömlésnél elforduló csappantyút). Törekednek a kompakt kivitelű cseppleválasztó-újrahevítő egység kialakítására. b) Nagyok a térfogatáramok, amelyek a beömlésnél négyszer, hatszor, a kiömlésnél kétszer nagyobbak, mint az ugyanolyan teljesítményű nagy gőzparaméterű turbináké. Emiatt lényegesen nagyobb méretűek a gőzbeömlés nyílásai, ami a szelepek szerkezetének megváltoztatását igényli. A hosszú lapátok már az első fokozatban szükségessé teszik az elcsavart profil alkalmazását. A szabályozó fokozatban jelentkező nagy hajlítófeszültségek megnehezítik a parciális beömlést és ezáltal a mennyiségi szabályozás alkalmazását. c) Szükség van a külső és a belső cseppleválasztásra. A víz megjelenése a nagynyomású fokozatokban csak az atomerőművi turbinákra jellemző. Ugyanakkor a kisnyomású fokozatokban a víztartalom általában nem nagyobb, mint a nagy gőzparaméterű turbinák esetében. d) Speciális megoldásokat kell alkalmazni a lapátok és a turbina más elemeinek erózió-csökkentésére (ld. az e pont elején írtakat).