Dimensionamento di massima di una turbina a vapore ad azione Giulio Cazzoli v 1.2 – Maggio 2014 Si chiede di effettuare il dimensionamento di massima di una turbina a vapore da utilizzarsi in un impianto cogenerativo in contropressione, le cui specifiche sono riportate in tabella: Potenza elettrica Pe = 575.0 kW Pressione di ingresso pin = 25.0 bar Temperatura d’ingresso tin = 400.0 ◦C Pressione di uscita pus = 3.0 bar La soluzione prevede diversi passi, qui brevemente elencati: • scelta del tipo di architettura della macchina • calcolo dei triangoli di velocità e stima del rendimento interno • dimensionamento del distributore • dimensionamento della/e giranti • dimensionamento degli eventuali raddrizzatori Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Scelta del tipo di architettura della macchina Si scarta a priori la scelta di una macchina a reazione, essendo questo tipo di turbina destinata agli impianti ad elevata potenza (decine/centinaia di megawatt, vedi centrale di Porto Tolle), concentrandosi su di una macchina ad azione. Nelle macchine ad azione il salto entalpico viene convertito in velocità esclusivamente nel diffusore, applicando l’equazione di conservazione dell’energia tra le sezioni di ingresso (in) e di uscita (us) del diffusore, trascurando il termine geodetico: c2 c2in + hin = us + hus 2 2 la velocità di uscita dal distributore cus si ricava, trascurando cin rispetto a cus , semplicemente con: p cus = 2(hin − hus ) Dai dati forniti nel testo e dal diagramma di Mollier (figura 1), o da fonti equivalenti, si ricava il valore di entalpia nello stato fisico di inizio espansione (in): pin = 25.0 bar ∩ tin = 400 ◦C =⇒ hin = 3240.00 kJ/kg e sin = 7.0168 kJ/(kg ◦C) considerando, in questa prima fase, l’espansione teorica, lo stato con cui il vapore abbandona la turbina (us) viene definito, sempre ricorrendo al diagramma di Mollier, mediante una trasformazione isoentropica: pus = 3.0 bar ∩ sus = sin = 7.0168 kJ/(kg ◦C) =⇒ hus = 2735.20 kJ/kg e tus = 131.13 ◦C Pertanto la massima velocità assunta dal fluido vale: p cus = 2 · (3240.00 − 2735.20) · 1000 = 1004.79 m/s Il criterio di massimo rendimento teorico in condizioni di sicurezza: cus cos αus uηmax = < 300 m/s 2k con k dipendente dal tipo di macchina, guida nella scelta della architettura. Assumendo un angolo di ingresso alla girante pari a: αus = 20.00◦ la velocità tangenziale in condizioni di massimo rendimento, per le diverse tipologie, vale: turbina ad azione semplice k=1 uη,max = 472.19 m/s turbina a due salti di velocità k=2√ uη,max = 236.09 m/s turbina a due salti di pressione k=√2 uη,max = 333.90 m/s turbina a tre salti di pressione k= 3 uη,max = 272.62 m/s Le due architetture che rispettano il criterio di massima velocità periferica sono la turbina a due salti di velocità o a tre salti di pressione. Tuttavia, vista la richiesta di prestazioni non eccezionali del caso in esame, non si giustifica la scelta di una macchina a salti di pressione, sicuramente più costosa e complessa, preferendo una macchina a due salti di velocità, che, seppur caratterizzata da rendimenti minori, risulta costruttivamente più semplice e, quindi, particolarmente indicata per potenze ridotte (max 1000 kW). 2 entalpia [kJ/kg] 3 2400 2600 2800 3000 3200 3400 5 5.5 25 bar 6 Figura 1: Individuazione del salto entalpico teorico 1 bar entropia [kJ/(kg ˚C)] 6.5 3 bar 7 7.5 150˚C 200˚C 250˚C 300˚C 350˚C 400˚C 450˚C 8 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Calcolo dei triangoli di velocità Distributore Considerando una macchina ad azione, il salto entalpico viene convertito integralmente nel diffusore. Applicando l’equazione di conservazione dell’energia tra le sezioni di ingresso (0) e di uscita (1t) in cui si è trascurato il termine geodetico: c20 c2 + h0 = 1t + h1t 2 2 la velocità di uscita dal distributore c1t si ricava, trascurando c0 rispetto a c1t , semplicemente con: p c1t = 2(h0 − h1t ) Dai dati forniti nel testo e dal diagramma di Mollier (figura 1), o da fonti equivalenti, si ricava il valore di entalpia nello stato fisico 0 di inizio espansione: p0 = 25.0 bar ∩ t0 = 400 ◦C =⇒ h0 = 3240.00 kJ/kg e s0 = 7.0168 kJ/(kg ◦C) considerando, in questa prima fase, l’espansione teorica, lo stato con cui il vapore abbandona la turbina (1t) si trova, sempre ricorrendo al diagramma di Mollier, mediante una trasformazione isoentropica: p1 = 3.0 bar ∩ s1t = s0 = 7.0168 kJ/(kg ◦C) =⇒ h1t = 2735.20 kJ/kg e t1t = 131.13 ◦C Pertanto la massima velocità assunta dal fluido vale: p c1t = 2 · (3240.00 − 2735.20) · 1000 = 1004.79 m/s Come assunto nella sezione precedente consideriamo l’angolo di uscita dal diffusore: α1 = 20.00◦ Per tener conto delle dissipazioni indotte dall’attrito con le pareti del diffusore e dovute alla deviazioni della vena fluida, la velocità teorica in uscita viene ridotta mediante l’introduzione di un coefficiente di perdita il cui valore si ricava dal diagramma di figura 2 in funzione del rapporto tra le pressioni e dell’angolo di uscita: p1 25.0 = ≈ 8.3 =⇒ ϕd = 0.9500 p0 3.0 3400 450˚C 400˚C 3200 φ 350˚C 300˚C 0.98 0.96 α entalpia [kJ/kg] 3000 = 30 1 250˚C 200˚C 2800 150˚C ° 0.94 α 1 0.92 2600 = 3 bar 15 25 bar ° 1 bar 2400 0.90 1 2 3 4 6 8 10 15 20 p0/p 5 1 5.5 6 6.5 7 7.5 entropia [kJ/(kg ˚C)] Figura 2: Cifra di perdita per il distributore Figura 3: Espansione ideale e reale 4 8 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore 300 u w1 u c1 250 w1 c2 200 w2 β2 w2 c1 c2 150 β1 α2 α1 100 50 0 -600 Figura 4: Triangolo delle velocità della prima girante, angoli di riferimento -400 -200 0 200 400 600 800 1000 Figura 5: Triangoli di velocità ingresso/uscita della prima girante pertanto la velocità di uscita dal distributore varrà: c1 = ϕd ct = 0.9500 · 1004.79 = 954.55 m/s Tenendo conto della perdite nel diffusore, si può definire la velocità periferica in condizione di massimo rendimento teorico come: uηmax = c1 cos α1 954.55 · cos 20.00 = = 224.25 m/s 4 4 In condizioni “reali” questa velocità subisce una riduzione a causa delle perdite nelle giranti e nel raddrizzatore. In prima approssimazione, trascuriamo le successive perdite e assumiamo: u = 224.25 m/s verificheremo successivamente se la velocità di trascinamento deve essere modificata per massimizzare il rendimento. Prima girante Ingresso Il vapore entra nella prima girante con velocità (assoluta) e direzione: α1 = 20.00◦ c1 = 954.55 m/s quindi: w1 = = q c21 + u2 − 2uc1 cos α1 √ 954.552 + 224.252 − 2 · 224.25 · 954.55 · cos 20.00 = 747.77 m/s e: β1 = arcsin c1 sin α1 w1 = arcsin 5 954.55 · sin 20.00 747.77 = 25.89◦ Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Uscita Per la deviazione simmetrica: β2 = 180 − β1 = 180 − 25.89 = 154.11◦ L’angolo di deviazione vale: ε = β2 − β1 = 154.11 − 25.89 = 128.23◦ quindi la perdita (secondo Vavra): ψg1 = 0.99 − 2.283 · ε 128.23 4.97 4.97 = 0.99 − 2.283 · = 0.8647 − − 4 4 10 180 − ε 10 180 − 128.23 e la velocità relativa in uscita si riduce a: w2 = ψg1 w1 = 0.8647 · 747.77 = 646.62 m/s La velocità assoluta in uscita si calcola con: q c2 = w22 + u2 − 2uw2 cos(180 − β2 ) p = 646.622 + 224.252 − 2 · 224.25 · 646.62 cos(180 − 154.11) = 455.52 m/s inclinata di: α2 = 180 − arcsin w2 sin β2 c2 = 180 − arcsin 646.62 · sin 154.11 455.52 Raddrizzatore Si sceglie di realizzare un raddrizzatore simmetrico, quindi: α3 = 180 − α2 = 38.30◦ L’angolo di deviazione del flusso vale dunque: ε = α2 − α3 = 141.70 − 38.30 = 103.40◦ quindi il coefficiente di perdita: 4.97 ε − 4 10 180 − ε 103.40 4.97 = 0.99 − 2.283 · − = 0.9015 4 10 180 − 103.40 ψr = 0.99 − 2.283 · e infine la velocità all’uscita del raddrizzatore: c3 = ψr c2 = 0.9015 · 455.52 = 410.66 m/s 6 = 141.70◦ Dimensionamento di massima di una turbina a vapore w4 u c4 w3 u 250 c3 200 w3 150 α4 α3 β3 w4 c3 c4 100 50 β4 0 -100 Figura 6: Triangolo delle velocità della seconda girante, angoli di riferimento -50 0 50 100 150 200 Ingresso Il vapore entra nella seconda girante con velocità (assoluta) e direzione: α3 = 38.30◦ c3 = 410.66 m/s quindi: q c23 + u2 − 2uc3 cos α3 √ = 410.662 + 224.252 − 2 · 224.25 · 410.66 · cos 38.30 = 272.74 m/s e: β3 = arcsin c3 sin α3 w3 300 350 Figura 7: Triangoli di velocità ingresso/uscita della seconda girante Seconda girante w3 = 250 = arcsin 410.66 · sin 38.30 272.74 = 68.93◦ Uscita Per la deviazione simmetrica: β4 = 180 − β3 = 180 − 68.93 = 111.07◦ L’angolo di deviazione vale: ε = β4 − β3 = 111.07 − 68.93 = 42.13◦ quindi la perdita (secondo Vavra): ε 4.97 − 4 10 180 − ε 42.13 4.97 = 0.99 − 2.283 · − = 0.9443 4 10 180 − 42.13 ψg2 = 0.99 − 2.283 · 7 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore e la velocità relativa in uscita si riduce a: w4 = ψg2 w3 = 0.9443 · 272.74 = 257.55 m/s La velocità assoluta in uscita si calcola con: q c4 = w42 + u2 − 2uw4 cos(180 − β4 ) p = 257.552 + 224.252 − 2 · 224.25 · 257.55 · cos(180 − 111.07) = 274.04 m/s inclinata di: α4 = 180 − arcsin w4 sin β4 c4 = 180 − arcsin 257.55 · sin 111.07 274.04 = 61.28◦ Riassunto In tabella 1 sono riassunti i valori delle velocità e degli angoli nelle sezioni caratteristiche della macchina. 0 1 2 3 4 c [m/s] 0 954.55 455.52 410.66 274.04 α [◦ ] 90 20.00 141.70 38.30 61.28 w [m/s] – 747.77 646.62 272.74 257.55 β [◦ ] – 25.89 154.11 68.93 111.07 u [m/s] – 224.25 224.25 224.25 224.25 Tabella 1: Dati dei triangoli di velocità nelle diverse sezioni I triangoli di velocità sono riportati in figura 8, si può osservare come la velocità di scarico non sia assiale, evidenziando una perdita di efficienza. 8 0 -600 50 100 150 200 250 300 w2 -400 c2 -200 w4 0 w3 c4 200 c3 400 w1 600 c1 800 1000 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Figura 8: Triangoli di velocità della ruota Curtis in condizioni reali di primo progetto 9 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Ottimizzazione Il confronto tra i triangoli di velocità ottenuti dal progetto (figura 9) e quelli in condizioni teoriche (figura 10), evidenzia come la presenza delle perdite allontani dalla condizione ottimale in cui lo scarico è perfettamente assiale. Per minimizzare la perdita allo scarico è necessario minimizzare gli effetti combinati di due tipologie di perdite: energia cinetica associata alla c4 , perdite per attrito attraverso i canali palari. La soluzione è un compromesso che porta ad avere ancora uno scarico con c4 deviata dalla parte di u, anziché perfettamente assiale. Applicazione del criterio di ottimizzazione Consideriamo le cifre di perdita costanti, pari a quelle della prima iterazione Nel caso di dimensionamento simmetrico è possibile verificare se i triangoli ottenuti siano ottimi, mediante il confronto con la cifra Θopt . Con la configurazione di primo tentativo si ottiene: A = 1 + ψg1 + ψg1 ψr (1 + ψg2 ) = 1 + 0.8647 + 0.8647 · 0.9015 (1 + 0.9443) = 3.38 e B = (1 + ψg2 ) (1 + ψr ) = (1 + 0.9443) (1 + 0.9015) = 3.70 quindi: Θopt = A = 0.24 2(A + B) la velocità tangenziale in condizione di massimo rendimento vale dunque: uη = Θopt c1 cos α1 = 0.24 · 954.55 · cos 20.00 = 214.21 m/s differente da quella di primo tentativo (u = 224.25 m/s) di circa il 4.5%. Per giungere ad una condizione di ottimo è necessario procedere per iterazioni successive, utilizzando il valore uη e la procedura di definizione dei triangoli di velocità (c1 e α1 rimangono invariati in quanto definiti dal diffusore), ricalcolando il nuovo valore di uη sino a quando la variazione di velocità tangenziale non diventa accettabilmente piccola, indice di raggiungimento della condizione di massimo rendimento. 300 350 300 250 w1 c1 w2 c2 w1 c1 250 200 w2 c2 w4 c4 w3 c3 200 w4 150 w3 c4 c3 150 100 100 50 0 -600 50 -400 -200 0 200 400 600 800 0 -800 1000 Figura 9: TdV in condizioni reali -600 -400 -200 0 200 400 600 800 1000 Figura 10: TdV in condizioni teoriche ottimali 10 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore 0 1 2 3 4 c [m/s] 0 954.55 458.27 413.13 237.98 α [◦ ] 90 18.00 146.18 33.82 65.84 w [m/s] – 751.35 649.69 262.41 247.79 β [◦ ] – 23.12 156.88 61.20 118.80 u [m/s] – 216.80 216.80 216.80 216.80 Tabella 2: Valori per il massimo rendimento dei triangoli di velocità nelle diverse sezioni Nel caso specifico bastano poche interazioni per ottenere la configurazione di tabella 2. Confrontando le due soluzioni (figure 11 e 12) si può apprezzare il progressivo spostamento della c4 verso la direzione assiale, indice di una minore lavoro dissipato. Resta una certa deviazione dovuta alle non eliminabili perdite. Il confronto tra lavoro e rendimento a seguito della ottimizzazione è riportato in tabella 3 Lavoro Rendimento Iniziale 324054.79 0.6419 Ottimizzato 332654.60 0.6590 Tabella 3: Confronto tra le configurazioni 11 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore 300 250 w1 200 w2 c1 c2 w4 150 w3 c4 c3 100 50 0 -600 -400 -200 0 200 400 600 800 1000 Figura 11: TdV in condizioni di primo progetto 300 250 w1 200 w2 c1 c2 w3 c4 w4 150 c3 100 50 c w u 0 -600 -400 -200 0 200 400 600 800 Figura 12: TdV in condizioni di massimo rendimento 12 1000 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Lavoro e Perdite energetiche Lavoro specifico Mediante la relazione di Eulero si calcola il lavoro raccolto da ciascuna girante. Per la prima girante: l1 = u (1 + ψg1 ) (c1 cos α1 − u) = 224.25 (1 + 0.8647) (954.55 cos(20.00) − 224.25) = 281 310.44 J/kg analogamente per la seconda: l2 = u (1 + ψg2 ) (c3 cos α3 − u) = 224.25 (1 + 0.9443) (410.66 cos(38.30) − 224.25) = 42 744.35 J/kg Pertanto il lavoro specifico totale vale: lt = l1 + l2 = 281310.44 + 42744.35 = 324 054.79 J/kg Rendimento isoentropico Il rendimento interno è il rapporto tra il lavoro ottenuto e il massimo disponibile, quindi il salto entalpico totale: 324.05 lt ηis = = 0.6419 (64%) = ∆hteo 504.80 Rendimento isoentropico per via “termica” Il rendimento isoentropico della turbina, si può anche definire come rapporto tra il salto entalpico effettivamente sfruttato e quello reso disponibile: P p=d,g1,rd,g2,s ∆hp ηis = 1 − ∆hteo Diffusore ∆hd = c21t 1004.792 · (1 − ϕ2d ) = · (1 − 0.95002 ) = 49 218.00 J/kg 2 2 Prima girante ∆hg1 = w12 747.772 2 · (1 − ψg1 )= · (1 − 0.86472 ) = 70 521.05 J/kg 2 2 Raddrizzatore ∆hrd = 455.522 c22 · (1 − ψr2 ) = · (1 − 0.90152 ) = 19 430.78 J/kg 2 2 13 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Seconda girante ∆hg2 = w32 272.742 2 · (1 − ψg2 )= · (1 − 0.94432 ) = 4025.63 J/kg 2 2 Perdite allo scarico Occorre infine considerare persa anche tutta l’energia cinetica allo scarico: c2 274.042 ∆hs = 4 = = 37 549.75 J/kg 2 2 Rendimento isoentropico Note le perdite il rendimento vale: ηis = 1− 180.75 49218.00 + 70521.05 + 19430.78 + 4025.63 + 37549.75 = 1− = 0.6419 (64%) 504.80 · 1000 504.80 Coincidente con quello ottenuto mediante la valutazione del lavoro (possono nascere piccole differenze dovute agli arrotondamenti). 14 entalpia [kJ/kg] 15 Figura 13: Stati fisici reali 2400 2600 2800 3000 3200 3400 5 5.5 25 bar 6 1 bar entropia [kJ/(kg ˚C)] 6.5 3 bar 7 teo d r g1 g2 7.5 sc 150˚C 200˚C 250˚C 300˚C 350˚C 400˚C 450˚C 8 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Dimensionamento dei componenti Il progetto dei triangoli di velocità ha interessato una macchina “ideale”, in cui non si teneva conto degli spessori delle pale, concentrandosi sul lavoro specifico, quindi il lavoro (o la potenza) ottenuta per unità di massa (o di portata in massa) di fluido smaltita. Per soddisfare la richiesta di potenza di progetto, la macchina “reale” dovrà far fluire una certa quantità di vapore, diviene, quindi, necessario definire la sezione dei condotti, tenendo conto che ciascuna pala dovrà esser dotata di spessore. La scelta delle sezioni di passaggio viene limitata da considerazioni sia fluidodinamiche (per non accrescere le perdite) che costruttive. Scelta dell’alternatore Per ridurre al minino i costi di impianto si sceglie di impiegare un generatore sincrono ad una coppia polare, riducendo leggermente la sua velocità di rotazione per tener conto dei fenomeni di scorrimento: nal = 2940 rpm Calcolo della portata in massa Ricordando che la potenza elettrica raccolta ai morsetti dell’alternatore si esprime con: Pe = ṁv (h0 − h1t ) · ηis ηm ηa è immediato calcolare la portata di vapore che deve fluire nella turbina: ṁv = Pe (h0 − h1t ) · ηis ηm ηa Ipotizzando valori ragionevoli per il rendimento meccanico della macchina (ηm = 0.97) e il rendimento dell’alternatore (ηa = 0.98) ed utilizzando l’espressione del rendimento isoentropico precedentemente calcolata si ha: 575.0 ṁv = ≈ 1.867 kg/s (3240.00 − 2735.20) · 0.6419 · 0.97 · 0.98 Diametro medio e altezza delle pale La velocità in uscita dal distributore è nota dalla definizione dei triangoli di velocità: cu = c1 = 954.55 m/s il volume specifico si ottiene dalle tabelle (o dal grafico di Mollier): h1 = h1t + ∆hd = 2784.42 kJ/kg =⇒ νu = 0.6521 m3 /kg p1 = 3.0 bar Quindi l’area totale di uscita dal diffusore vale: νu 0.6521 = 1.867 · (·104 ) = 12.64 cm Au = ṁv cu 954.55 e la superficie frontale Af necessaria allo smaltimento della portata vale Af = Au 12.64 = = 36.96 cm sin α1 sin 20.00 16 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Accoppiamento diretto Si ipotizzi inizialmente di prevedere l’accoppiamento diretto tra turbina ed alternatore: nal = ntu = n Di conseguenza, nota la velocità periferica, si ricava subito il diametro medio Dm : Dm = 60 · 224.25 60 · u = = 1.46 m πn π · 2940 Nel caso di ammissione totale, assunto un coefficiente di ingombro palare σ = 0.95, l’altezza della corona palare vale: H0 = Af 36.96 = = 0.085 cm σπDm 0.95 · π · 1.46 · 100 valore troppo basso per essere costruttivamente accettabile. Forzato un valore accettabile di altezza palare, per la potenza e le dimensioni in gioco, pari a: H0 = 1 cm L’area di efflusso viene soddisfatta mediante l’ammissione parziale con arco di ammissione: θd = 360 · 36.96 = 33.01◦ 0.95 · π · 1.46 · 100 · 1 Ancora una volta questo valore non è accettabile poiché produrrebbe perdite troppo elevate, legate all’incompleto riempimento dei canali. Moltiplicatore di velocità Fissando, ad esempio, l’ampiezza dell’arco di ammissione a: θd = 100.00◦ valore usuale per le macchine ad azione, mantenendo l’altezza delle pale H0 = 1 cm, il diametro medio diviene: Dm = 1 360 · 36.96 360Af = · = 0.446 m σπθd H0 100 0.95 · π · 100.00 · 1 La velocità di rotazione, in giri al minuto, varrà dunque: ntu = 60 · u 60 · 224.25 = ≈ 9600 rpm πDm π · Dm evidenziando la necessità di un moltiplicatore di giri. Dimensionamento del palettamento della prima girante Il dimensionamento dei palettamenti della girante viene effettuato in maniera semplificata sulla base della teoria monodimensionale. Uno schema di base del palettamento è riportato in figura 14. Per il primo palettamento mobile si ipotizza una lunghezza assiale: lg1 = 20 mm 17 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore s p c β1 rd rv β2 β1 u lg β2 Figura 14: Schema del palettamento della girante p = 0.75 · lg1 = 0.75 · 20 = 15 mm Poiché sulla girante le pale devono essere disposte su tutti i 360◦ , si ricava il numero di pale: πDm π · 0.446 Np = = = 85.87 ≈ 86 p 15 Per un numero di pale pari a 86il passo esatto risulta, invertendo la formula, p = 14.98 mm. Dall’esperienza progettuale si fissa poi uno spessore frontale delle pale: s = 0.025 · lg1 = 0.025 · 20 = 0.58 mm Con riferimento allo schema di figura 14 si ricava la larghezza del condotto: c = (p − s) sin β1 = (14.98 − 0.58) sin ≈ 5.6 mm Per definire in maniera completa la geometria (semplificata) della pala mancano i due raggi di curvatura di ventre e dorso, rv e rd rispettivamente; per definirli si osserva che entrambi devono avere inclinazione iniziale pari a β1 in modo che il fluido imbocchi correttamente il condotto senza urti. Sempre dall’analisi geometrica della figura 14 si può ricavare: rv = 20 lg1 = ≈ 11.1 mm 2 cos β1 2 cos 25.89 rs = rv − c = 11.1 − 5.6 = 5.48 mm Altezza palettamenti L’altezza all’ingresso si fissa leggermente superiore a quella di uscita del distributore, per garantire un buon imbocco del flusso. Si sceglie quindi: H1 = 12 mm 18 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Considerando una girante “reale”, le perdite energetiche provocano la variazione di volume specifico, quindi la sezione di uscita dovrà essere maggiore di quella di ingresso, infatti per la conservazione della massa, considerando la larghezza del condotto palare costante: H2 · w2 H1 · w1 = ν1 ν2 quindi Calcolando l’entalpia all’uscita dalla girante e consultando le tabelle del vapore o dal grafico di Mollier, il volume specifico vale: h2 = h1 + ∆hg1 = 2854.94 kJ/kg =⇒ νu = 0.707 78 m3 /kg p1 = 3.0 bar Pertanto l’altezza del palettamento sulla sezione di uscita vale: H2 = H1 · w 1 ν2 747.77 0.70778 · = 12.0 · · = 15.06 mm w 2 ν1 646.62 0.65226 La sezione di uscita per far fronte all’aumento di volume specifico del vapore deve essere maggiore di quella all’ingresso, per semplicità costruttiva assumeremo un palettamento ad altezza costante, scegliendo un valore medio tra i valori di ingresso ed uscita: H1 = H2 = 13.5 mm Dimensionamento del raddrizzatore Per un migliore imbocco del raddrizzatore si è soliti assumere l’altezza della sezione d’ingresso H20 maggiore di quella di uscita dalla girante H2 : H20 = 16.0 mm nonostante il volume specifico non subisca variazioni nel passaggio tra girante e raddrizzatore. Calcolando l’entalpia all’uscita dal raddrizzatore e consultando le tabelle del vapore o dal grafico di Mollier, il volume specifico vale: h3 = h2 + ∆hr = 2874.37 kJ/kg =⇒ ν3 = 0.723 07 m3 /kg p1 = 3.0 bar Pertanto l’altezza del palettamento sulla sezione di uscita vale: H3 = H20 · 455.52 0.72307 c2 ν3 · = 16.0 · · = 18.13 mm c3 ν2 410.66 0.70778 La sezione del raddrizzatore dunque sarà divergente, con altezza di uscita pari a H3 = 19.0 mm La lunghezza lr del raddrizzatore viene scelta 1.5 volte la lunghezza del palettamento mobile precedente, dunque lr = 1.5 · lg1 = 1.5 · 20 = 30 mm 19 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Dimensionamento del palettamento della seconda girante Anche in questo caso per un migliore imbocco del palettamento si sceglie un’altezza del palettamento superiore al precedente, pari a H30 = 21.0 mm Si sceglie, inoltre, la lunghezza assiale pari a quella del primo palettamento lg2 = 20.0 mm Calcolando l’entalpia all’uscita dalla girante e consultando le tabelle del vapore o dal grafico di Mollier, il volume specifico vale: h4 = h3 + ∆hg2 = 2878.40 kJ/kg =⇒ νu = 0.726 24 m3 /kg p1 = 3.0 bar Pertanto l’altezza del palettamento sulla sezione di uscita vale: H4 = H30 · 272.74 0.72307 w1 ν2 · = 22.12 mm · = 12.0 · w 2 ν1 257.55 0.72624 Sceglieremo com altezza della inter girante il valore medio tra ingresso ed uscita: H4 = 21.5 mm Dimensionamento del distributore Forma del diffusore La forma del diffusore cambia a seconda si raggiunga o meno in un suo punto la condizione sonica. Come noto, tale condizione è definibile mediante il rapporto critico tra le pressioni: rcr = p1 p0 = cr 2 k+1 k k−1 il valore del rapporto critico dipende dal rapporto k = cp /cv per un vapore varia con il grado di surriscaldamento e si può assumere nell’intorno di rcr = 0.55, mentre per un gas perfetto vale rcr = 0.528. Considerando le condizioni nella sezione di ingresso si ha rcr = 0.53992, per quelle della sezione di uscita rcr = 0.53813 Visto che il rapporto tra le pressioni di valle e monte del distributore vale: p1 3.0 = = 0.12 < rcr p0 25.0 ed è decisamente inferiore al rapporto critico, la forma del condotto sarà convergentedivergente. Pressione nella zona critica La pressione critica, considerando come rapporto critico rcr = 0.54 vale: pcr = 0.54 =⇒ pcr = 0.54 p0 = 0.54 · 25.0 = 13.5 bar p0 20 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Sezione di passaggio La generica sezione del distributore si calcola dall’equazione di bilancio dell’energia applicata tra la sezione di ingresso e la sezione corrente e dalla applicazione del principio di conservazione della massa: p νi ci = 2(h0 − hi ) −→ Ai = ṁv · ci ṁv = Ai · νi ci L’entalpia in ingresso al diffusore si ottiene direttamente dalle condizioni di progetto (h0 = 3240.00 kJ/kg). Il valori del volume specifico (νi ) si ricava dalle tabelle o diagrammi, solitamente in funzione della entalpia e della pressione nella zona. Generica sezione L’evoluzione dell’entalpia all’interno del condotto non è definita, sono note solamente le condizioni iniziali e finali. Un metodo semplificato per rappresentare l’evoluzione del salto entalpico è considerare la trasformazione tra ingresso ed uscita lineare Le sezioni di cui si calcolerà l’area di passaggio vengono individuate sulla curva di espansione con qualunque criterio. Visto che una sezione di estremo interesse e importanza è la sezione critica, può essere utile definire le sezioni in base alla pressione, suddividendo l’espansione in salti di pressione costante1 . Lo schema logico risulta quindi: ¯ (s0 , h0 ) → (s1 , h1 ) lineare = 01 ¯ → hi , νi su Diag. Mollier, pi ∩ 01 pi → Ai ṁv I risultati ottenuti per 8 valori di pressione2 , con l’aggiunta della pressione critica, supponendo la variazione di entalpia lineare, sono riportati in tabella 4 e sul grafico. Numero di ugelli Il numero di ugelli si può fissare ricorrendo alla relazione empirica: id = (0.25 ÷ 0.33) θd D sin α1 360 con D espresso in millimetri. Assumendo un valore intermedio per il coefficiente si ha: id = 0.27 92.1 400 sin 20 = 9.45 ≈ 10 360 1 Se si ricorre ad un diagramma di Mollier, questa metodologia risulta di realizzazione pratica ed immediata, se a disposizione si hanno tabelle non in funzione della pressione, il “costo” operativo sarà leggermente superiore 2 Il primo punto viene considerato immediatamente dentro al diffusore, quindi caratterizzato da una pressione leggermente inferiore alla pressione p1 21 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore p [bar] h [kJ/kg] s [kJ/(kg ◦C)] v [m3 /kg] c [m/s] A [cm] 25 3240 7.017 0.1201 0 – 24.78 3238 7.017 0.121 67.21 33.3 21.67 3204 7.026 0.1349 269.2 9.267 18.56 3165 7.036 0.1529 386.2 7.321 15.45 3121 7.047 0.1772 487.3 6.727 12.33 3069 7.06 0.2123 584.8 6.715 9.223 3004 7.077 0.2679 686.5 7.219 6.111 2918 7.099 0.3717 802 8.573 3 2784 7.133 0.6521 954.7 12.64 Sezione critica 13.5 3090 7.055 0.1975 548.2 6.663 Tabella 4: Valori delle grandezze termodinamiche per il calcolo delle sezioni di passaggio Per la realizzazione pratica del distributore si supponga di utilizzare 6 condotti geometricamente uguali, tali da fornire la variazione di sezione richiesta dal dimensionamento precedente. Ognuno di questi condotti è quindi caratterizzato da una sezione di gola pari a 1/6 della sezione di gola precedentemente calcolata e altezza fissa a 10 mm. Sezione di gola Calcolata la sezione di gola: 0.18 νi = 1.87 · · 104 = 4.93 cm Ag = ṁv · ci gola 682.74 gola A questi dati corrisponde un valore di larghezza del condotto in gola lg : lg = Ag = 8.2 mm 6 · H0 1000 15 900 14 800 13 12 600 11 500 10 400 Sezione [cm2] Velocità [m/s] 700 9 300 8 200 Velocità 100 7 Sezione 0 6 25 20 15 10 5 0 Pressione [bar] Figura 15: Andamento della velocità e delle sezioni nel diffusore 22 Dimensionamento di massima di una turbina a vapore Figura 16: Schema del distributore della turbina Sezione frontale Nella parte divergente occorre prestare attenzione a non scegliere l’angolo di divergenza ϑ troppo elevato, così da scongiurare pericoli di distacchi di vena. Se si fissa ϑ = 10◦ , posto che l’area finale del condotto sia 1/6 dell’area finale totale si ha: lu = L= 12.54 Au = = 20.9 mm 6 · H0 6·1 lu − lg 20.9 − 8.2 = = 72.6 mm 2 tan(ϑ/2) 2 tan(5) Se ora si fissa lo spessore s del condotto in 2 mm, si può ricavare il passo p: p = lf + sf = 20.9 + 2 lu + s = = 66.9 mm sin α1 sin(20) L’arco di ammissione effettivo quindi risulta: ᾱ = 360 6 · p 360 · 6 · 66.9 · ≈ 115◦ = π Dm π400 Dimensione assiale del diffusore L’inclinazione della parte convergente non risulta critica per il flusso e si è soliti raccordare in maniera dolce la parte frontale di ingresso del distributore con la sezione di gola. Occorre infine scegliere la lunghezza assiale del palettamento. Per essa si utilizza in genere un valore di circa 0.7 volte il passo dei condotti: ld = 0.7p = 0.7 · 66.9 ≈ 47 mm Facendo riferimento alla figura 16 23