současné trendy vývoje čerpací techniky

Transkript

SIGMA GROUP a.s.
Lutín
Vědecko-technická konference
SOUČASNÉ TRENDY VÝVOJE
ČERPACÍ TECHNIKY
pořádaná ke 145. výročí založení firmy
1868 – 2013
══════════════════════════════════════════
Květen 2013
© SIGMA GROUP a.s. 2013
ISBN 978-80-905478-0-3
OBSAH
Vzájemná spolupráce SIGMA GROUP, a.s. Lutín, SIGMA VVÚ, s.r.o. Lutín
a Odboru fluidního inženýrství V. Kaplana FSI v Brně v oblasti výzkumu čerpadel
a vodních turbín
prof. Ing. F. Pochylý, CSc., doc. Ing. M. Haluza, CSc., doc. Ing. P. Rudolf, CSc., doc. Ing. V. Habán, CSc.,
Ing. R. Klas, Ph.D., Ing. M. Hudec, Ing. D. Himr, Ing. J. Stejskal .............................................................................. 1
Hydraulická väzba obežného kolesa a axiálneho difúzora diagonálneho čerpadla
prof. Ing. M. Varchola, CSc., Ing. P. Hlbočan ........................................................................................................... 15
K problematice akumulování kapaliny v čerpacím systému
prof. Ing. J. Bláha, DrSc., prof. Ing. J. Melichar, CSc., Ing. P. Mosler ...................................................................... 23
Kavitace v Lavalově dýze s plně a částečně smáčivou stěnou
prof. RNDr. M. Kozubková, CSc., Ing. B. Frodlová, Ph.D., Ing. L. Zavadil Ph.D. .................................................... 31
Odvalovací turbína SETUR – teoretický rozbor
Mgr. J. Falta, prof. Ing. F. Maršík, DrSc. .................................................................................................................... 43
Využití regulačních schopností chladících čerpadel 1400-BQDV-1810-36 pro optimalizaci
provozu studeného konce turbíny v NZ elektrárny Ledvice
Ing. Z. Vlček, doc. Ing. M. Kolovratník, CSc. ........................................................................................................... 49
Stanovení dynamických silových účinků přenášených chladivem na VČR reaktoru
VVER1000
Ing. J. Jeník, Ph.D. ....................................................................................................................................................... 51
Řešení projektu čerpacích stanic CHOKKA RAO v Indii
Ing. L. Štégner, Ing. J. Zouhar ..................................................................................................................................... 57
Výzkum a vývoj ostřiku okují při válcovacím procesu včetně vývoje vysokotlakých
odstředivých čerpadel
Ing. S. Šuba ................................................................................................................................................................. 65
ČOV Sahragt (Egypt) - pilotní projekt výstavby ČOV menších aglomerací
(5 000 m3/den)
Ing. H. Chládková, Ing. P.Novotný ............................................................................................................................. 75
Modernizace hlavních cirkulačních čerpadel jaderných elektráren
Ing. B. Klíma ............................................................................................................................................................... 83
Výzkum kavitace a jeho aplikace na zlepšení parametrů hydrodynamických
čerpadel
RNDr. M. Sedlář, CSc., Ing. P. Zima, Ph.D., Ing. M. Komárek, Ing. J. Šoukal, CSc. ................................................ 91
Výzkum modelových čerpadel pro velké čerpací stanice v Indii
Ing. V. Doubrava, Ing. M. Komárek, RNDr. M. Sedlář, CSc. ..................................................................................... 99
Návrh a konstrukce vysokootáčkového napájecího čerpadla nové generace KNE 5.1
Ing. R. Hansgut, Ing. M.Lapín ................................................................................................................................... 107
Pevnostní analýza a optimalizace vysokootáčkového napájecího čerpadla nové generace
KNE 5.1
Ing. P. Jorda ............................................................................................................................................................... 115
Důlní hydraulický agregát HA-komplex
M. Duchoň ................................................................................................................................................................ 123
Technický rozvoj v SIGMĚ za posledních 5 let
Ing. J. Nevěřil ............................................................................................................................................................ 133
Řešení zvýšených vibrací motorů kondenzátních čerpadel
Ing. L. Vašíček ........................................................................................................................................................... 139
Úprava spirálového čerpadla 125-NED-265 pro extrémní provozní podmínky
Ing. P. Abrahámek ...................................................................................................................................................... 147
Odborné příspěvky nebyly redakčně upravovány.
Program vědecko-technické konference
„Současné trendy vývoje čerpací techniky“
pořádané ke 145. výročí založení firmy
dne 29.5.2013 v SIGMĚ GROUP a.s. ve velkém sále Společenského domu
8:30 – 9:00
Registrace účastníků
9:00 – 9:05
Zahájení
1. blok přednášek – Teoretická část
9:05 – 10:20
prof. Ing. F. Pochylý, CSc.
doc. Ing. M. Haluza, CSc.
doc. Ing. P. Rudolf CSc.
doc. Ing. V. Habán CSc.
Ing. R. Klas, Ph.D.
Ing. M. Hudec
Ing. D. Himr
Ing. J. Stejskal
prof. Ing. M. Varchola, CSc.
Ing. P. Hlbočan
prof. Ing. J. Bláha, DrSc.
prof. Ing. J. Melichar, CSc.
Ing. P. Mosler
prof. RNDr. M. Kozubková, CSc.
Ing. B. Frodlová, Ph.D.
Ing. L. Zavadil, Ph.D.
Mgr. J. Falta
prof. Ing. F. Maršík, DrSc.
VUT Brno
Vzájemná spolupráce SIGMA GROUP, a. s. Lutín,
SIGMA VVÚ, s. r. o. Lutín a Odboru fluidního inženýrství
V. Kaplana FSI VUT v Brně v oblasti výzkumu čerpadel
a vodních turbín
STU Bratislava
Hydraulická väzba obežného kolesa a axiálneho difúzora
diagonálneho čerpadla
ČVUT Praha
K problematice akumulování kapaliny v čerpacím systému
VŠB-TU Ostrava,
SIGMA GROUP
a.s.,
Kavitace v Lavalově dýze s plně a částečně smáčivou
stěnou
SIGMA VVÚ s.r.o.
ÚT AV ČR
Odvalovací turbína SETUR – teoretický rozbor
10:20 – 10:40 Přestávka
10:40 – 12:30
2. blok přednášek – Praktické aplikace
ÚJV Řež, a.s.,
divize
ENERGOPROJEKT
PRAHA
Využití regulačních schopností chladících čerpadel
1400-BQDV-1810-36 pro optimalizaci provozu studeného
konce turbíny v NZ elektrárny Ledvice
Ing. J. Jeník, Ph.D.
ŠKODA JS a.s.
Stanovení dynamických silových účinků přenášených
chladivem na VČR reaktoru VVER1000
Ing. L. Gogela
RNDr. M. Kawalec
VÍTKOVICE, a.s.,
NSK, o.s.
Dodavatelský řetězec členů NSK pro výstavbu jaderných
elektráren
Ing. L. Štégner
Ing. J. Zouhar
ČKD Blansko
Engineering, a.s.
Řešení projektu čerpacích stanic CHOKKA RAO v Indii
Ing. S. Šuba
SIGMA DIZ spol.
s r.o.
Výzkum a vývoj ostřiku okují při válcovacím procesu
včetně vývoje vysokotlakých odstředivých čerpadel
Ing. H. Chládková
Ing. P. Novotný
Sigmainvest spol.
s r.o.
ČOV Sahragt (Egypt) - pilotní projekt výstavby ČOV
menších aglomerací (5 000 m3/den)
Ing. B. Klíma
SIGMA-ENERGO
s.r.o.
Modernizace hlavních cirkulačních čerpadel jaderných
elektráren
Ing. Z. Vlček
doc. Ing. M.Kolovratník, CSc.
12:30 – 13:15 Přestávka – oběd
3. blok přednášek – Výzkum a vývoj ve skupině SIGMA
13:15 – 14:45
RNDr. M. Sedlář, CSc.
Ing. P. Zima, Ph.D.
Ing. M. Komárek
Ing. J. Šoukal, CSc.
Ing. V. Doubrava
Ing. M. Komárek
RNDr. M. Sedlář, CSc.
CHV spol. s r.o.
ÚT AV ČR
CHV spol. s r.o.
Výzkum kavitace a jeho aplikace na zlepšení parametrů
hydrodynamických čerpadel
CHV spol. s r.o.
SIGMA VVÚ, s.r.o.
Výzkum modelových čerpadel pro velké čerpací stanice
v Indii
Ing. R. Hansgut
Ing. M.Lapín
SIGMA GROUP
a.s.
Návrh a konstrukce vysokootáčkového napájecího čerpadla
nové generace KNE 5.1
Ing. P. Jorda
SIGMA GROUP
a.s.
Pevnostní analýza a optimalizace vysokootáčkového
napájecího čerpadla nové generace KNE 5.1
M. Duchoň
SIGMA PUMPY
HRANICE, s.r.o.
Důlní hydraulický agregát HA-komplex
SIGMA GROUP
a.s., SIGMA VVÚ,
s.r.o.
Ing. J. Nevěřil
Technický rozvoj v SIGMĚ za posledních 5 let
14:45 – 15:15 Diskuze
15:15 – 17:00 Neformální diskuze s občerstvením
17:00
Ukončení konference
SOUČASNÉ TRENDY VÝVOJE ČERPACÍ TECHNIKY
Vědecko-technická konference, Lutín 2013
VZÁJEMNÁ SPOLUPRÁCE SIGMA GROUP, a. s. LUTÍN, SIGMA VVÚ, s. r. o.
LUTÍN A ODBORU FLUIDNÍHO INŽENÝRSTVÍ V. KAPLANA FSI VUT V BRNĚ
V OBLASTI VÝZKUMU ČERPADEL A VODNÍCH TURBÍN
František POCHYLÝ*, Miloslav HALUZA**, Pavel RUDOLF***, Vladimír HABÁN****,
Roman KLAS*****, Martin HUDEC******, Daniel HIMR*******, Jiří STEJSKAL********
Abstrakt
Příspěvek je zaměřen na oblast vzájemné spolupráce Sigma Group, a.s. Lutín, Sigma VVÚ,
s.r.o. Lutín a Odboru fluidního inženýrství V. Kaplana FSI v Brně při výzkumu hydrodynamických
čerpadel a vodních turbín. V příspěvku je podrobněji popsán výzkum inducerů, čerpadel s nízkou
rychloběžností, vodních turbín a diagonálních čerpadel.
1 ÚVOD
Odbor fluidního inženýrství V. Kaplana byl založen kolem roku 1906 profesorem Grimmem.
V počátku, jako stolice, zaměřená na mechaniku a hydromechaniku. V popředí zájmu byly vždy
hydraulické stroje, turbíny a čerpadla.
V této tradici pokračuje odbor i dnes, i když je jeho zaměření obecnější. Jeho hlavní náplní je opět
hydrodynamika s aplikacemi ve všech technologiích, využívajících proudění tekutin.
Pracoviště je vybaveno softwarem a hardwarem na současné úrovni techniky. Nedílnou součástí je
hydraulická laboratoř, sloužící jak výuce studentů, tak praktickým aplikacím.
Odbor fluidního inženýrství V. Kaplana již tradičně spolupracuje s průmyslem. Nejširší spolupráce
je s firmou Sigma VVÚ, s.r.o. Lutín při výzkumu odstředivých čerpadel a vodních turbín.
V další části tohoto příspěvku se zmíníme o některých významnějších aplikacích.
2 VODNÍ TURBÍNY
Spolupráce ve výzkumu vodních turbín probíhá v následujících oblastech:
 Výzkum turbínových charakteristik odstředivých čerpadel.
Problematika je zaměřena na vývoj metod přepočtu čerpadlových charakteristik na turbínové a
jejich verifikaci.
V rámci grantových projektů, zejména MPO ČR byly studovány vzájemné souvislosti
čerpadlových a turbínových charakteristik, jak pro jednostupňová, tak článková čerpadla.
Výsledky teorie byly ověřovány experimentem v laboratoři Odboru fluidního inženýrství V.
Kaplana. Na obr. 1 je znázorněno diagonální čerpadlo a jeho pozice v laboratoři.
Na dalších obrázcích 2 a 3 jsou uvedeny čerpadlové a turbínové charakteristiky.
*
**
***
****
*****
******
*******
********
prof. Ing. CSc., EÚ - Odbor fluidního inženýrství V. Kaplana, FSI, VUT v Brně, Technická 2896/2, Brno, tel.
(+420) 54114 2335, [email protected]
doc. Ing. CSc., EÚ - Odbor fluidního inženýrství V. Kaplana, FSI, VUT v Brně, Technická 2896/2, Brno, tel.
(+420) 54114 2348, e-mail [email protected]
Ing. Ph.D., EÚ - Odbor fluidního inženýrství V. Kaplana, FSI, VUT v Brně, Technická 2896/2, Brno, tel. (+420)
54114 2342, e-mail [email protected]
Ing., EÚ - Odbor fluidního inženýrství V. Kaplana, FSI, VUT v Brně, Technická 2896/2, Brno, tel. (+420) 54114
2337, e-mail [email protected]
-1-
Obr. 1 Odstředivé diagonální čerpadlo v laboratoři OFI V. K.
Obr. 2 Charakteristiky odstředivého čerpadla
-2-
Obr. 3 Charakteristiky odstředivého čerpadla v turbínovém provozu
 Axiální turbíny
Na základě společného projektu MPO je prováděn výzkum axiálních turbín. Jedná se o dvě
varianty třílopatkových vodních turbín. První je konstrukce Sigma VVÚ, s.r.o. Lutín. V laboratoři
Odboru fluidního inženýrství V. Kaplana byly odměřeny výkonové a kavitační charakteristiky.
Instalace turbíny je znázorněna na obr. 4, charakteristiky na obr. 5.
Obr. 4
-3-
Obr. 5b
Obr. 5a
V součinnosti s vývojem této turbíny se provádí výzkum nové varianty třílopatkové vírové
turbíny se specielní konstrukcí lopatek.
Vírová turbína, jak známo je patentem VUT v Brně. Její princip je opačný, než u klasických turbín.
Voda vtéká do turbíny bez rotace a za oběžným kolem rotuje proti smyslu rotace oběžného kola.
Řídí se tedy Eulerovou rovnicí ve tvaru:
oproti klasickým turbínám, pro které platí
Oběžné kolo vírové turbíny je znázorněno na obr. 6.
Obr. 6 Oběžné kolo vírové turbíny
Vírová turbína v přímoproudé variantě, průměrem oběžného kola 200mm a spádu H = 2m,
dosahuje hydraulické účinnosti 86,5%.
Na obr. 7 je znázorněna dvoustupňová varianta vírové turbíny.
Oběžné kolo společně vyvíjené turbíny firmami Sigma VVÚ, s.ro. Lutín, Elzaco, spol. s r.o., VUT
v Brně je znázorněno na obr. 8,9. Oběžné kolo specielní konstrukce. Jedná se o novou variantu
vírové turbíny. Charakteristiky vírové turbiny jsou znázorněny na obr. 10.
-4-
Obr. 7 Dvoustupňová vírová turbína
Obr. 8, 9 Oběžné kolo vírové turbíny specielní konstrukce
-5-
Obr. 10 Charakteristika vírové turbíny
3 INDUCERY
V poslední době je zájem zvyšovat sací schopnost čerpadel zejména v energetických blocích
nové generace. Jednou z možností je umístění induceru před prvním oběžným kolem čerpadla.
Ve spolupráci Sigma VVÚ, s.r.o. Lutín a FSI VUT v Brně byla vypracována nová teorie pro návrh
induceru a verifikována experimentem.
Na obr. 11 je znázorněna soustava čerpadla s inducerem, na obr. 12 skutečné provedení induceru
pro napájení čerpadla nové generace.
Na obr. 13 je uvedeno laboratorní zařízení pro výzkum inducerů malých rozměrů.
Obr. 11 Odstředivé čerpadlo s inducerem
Obr. 12
Obr. 14 Vlastní frekvence lopatek induceru
Obr. 13 Zkušební okruh výzkumu inducerů
Vzhledem k nestacionárnímu proudění v induceru a práci v kavitační oblasti byl výzkum
zaměřen také na stanovení vlastních frekvencí lopatek, částečně, nebo úplně ponořených do
kapaliny. Výsledky jsou uvedeny na grafech, obr. 14.
-6-
4 DIAGONÁLNÍ ČERPADLO
Diagonální čerpadla patří mezi nejsložitější stroje v oboru čerpací techniky. Jsou náchylná
k nestabilitě, tlakovým pulzacím a samobuzenému kmitání.
Výzkum ve spolupráci se Sigma VVÚ, s.r.o. Lutín, Sigma Group, a.s. Lutín byl zaměřen na
rozšíření teoretických poznatků a novou strategii hydraulického návrhu oběžného kola a spirály
čerpadla.
Na základě nového hydraulického návrhu bylo navrženo diagonální čerpadlo se sníženou citlivostí
na vznik samobuzeného kmitání a nestability.
Výsledky teorie byly verifikovány experimentem.
Na obr. 15, 16, je znázorněno oběžné kolo, na obr. 17 jeho zabudování do systému, na obr. 18
celkové konstrukční řešení s originálním tvarem spirálního tělesa.
Příklad proudění ve spirálním tělese je uvedena na obr. 19, charakteristiky čerpadla jsou
znázorněny na obr. 20, odkud je patrný stabilní tvar charakteristiky a velmi dobrá shoda výpočtu a
experimentu.
Obr. 15
Obr. 16
Obr. 17
Obr. 18
Obr. 19 Proudění v interiéru spirálního tělesa
-7-
NS 330 n = 1920 min-1
450
400
Y (J/kg)
350
300
Experiment
250
CFD
200
Polynomický
(Experiment)
150
100
50
0
0
100
200
Q (l/s)
300
400
NS 330 n = 1920 min-1
90
80
h (%)
70
60
Experiment
50
CFD
40
Polynomický
(Experiment)
30
20
10
0
0
100
200
Q (l/s)
300
400
Obr. 20
5 ČERPADLA NÍZKÉ RYCHLOBĚŽNOSTI
Čerpadla nízkých rychloběžností jsou charakterizována nízkými průtoky a vysokými
dopravními výškami.
Nízké průtoky způsobují, že kanálem oběžného kola protéká malý objem kapaliny. To způsobuje
vznik tzv. lokálního víru. Jeho důsledkem je nízká účinnost čerpadel a náchylnost k nestabilitě, při
provozu v blízkosti závěrného bodu.
Na snížení těchto negativních jevů je zaměřena další spolupráce Sigma VVÚ, s.r.o. Lutín, Sigma
Group, a.s. Lutín a FSI VUT v Brně.
Výsledkem je originální hydraulika oběžného kola, tzv. kanálkového typu, znázorněného na obr.
21, 22, 23. Na obr. 24 je znázorněno oběžné kolo s tzv. recirkulačními kanálky, které přispívají jak
zvýšení měrné energie, tak hydraulické účinnosti.
Oběžné kolo s recirkulačními kanálky je znázorněno na obr. 25.
Na obr. 26, 27 jsou znázorněny charakteristiky čerpadla, odkud je zřejmá vysoká účinnost, při
a stabilní (Y, Q) charakteristika.
-8-
Obr. 21 Proudnice v čerpadle bez
recirkulačních kanálků
Obr. 22 Řez oběžným kolem bez
recirkulačních kanálků
Obr. 23 Část plastového modelu s odkrytými
lopatkami
Obr. 24 Lopatka oběžného kola
s recirkulačními kanálky
Obr. 25 Model čerpadla s recirkulací
-9-
Obr. 26 Naměřená Y-Q charakteristika
s recirkulačními kanálky a bez recirkulačních
kanálků
Obr. 27 Účinnostní charakteristika
s recirkulačními kanálky a bez recirkulačních
kanálků
6 TURBÍNA PRO PŘEČERPÁVACÍ VODNÍ ELEKTRÁRNY
V souvislosti s rozvojem solárních a větrných farem vzniká problém řízení frekvence
přenosové sítě. Tepelné a jaderné elektrárny reagují na změnu zatížení velmi pomalu. Schopnost
operativního řízení mají pak pouze plynové a zejména vodní elektrárny. Vodní elektrárny jsou
schopny reagovat na změnu zatížení během několika sekund.
Proto vznikl společný projekt mezi Sigma VVÚ, s.r.o. Lutín, Sigma Group, a.s. Lutín a FSI VUT
v Brně na vývoj nových typů malých přečerpávacích vodních elektráren do 10MW.
V rámci řešení tohoto projektu byl vyvinut nový typ Francisovy turbíny bez rozvaděče.
Hydraulické řešení bylo navrženo tak, aby turbína pracovala s velmi plochou charakteristikou. To
umožní provoz turbíny v širokém rozsahu výkonů. Oběžné kolo turbíny je znázorněno na obr. 28.
Obr. 29 zobrazuje řez turbínou a na posledním obrázku 30 je uveden celkový pohled na turbínu.
Obr. 28 Oběžné kolo Francisovy turbíny
Obr. 30 Pohled na turbínu
Obr. 29 Řez Francisovou turbínou
- 10 -
7 HYDRODYNAMICKÉ TĚSNÍCÍ SPÁRY
Jedním z nejdůležitějších prvků čerpadel a vodních turbín jsou hydrodynamické těsnící spáry.
Interakcí rotoru čerpadla s kapalinovou vznikají síly, které zásadním způsobem ovlivňuji dynamiku
rotoru. Tyto síly jsou závislé na tlakovém spádu, otáčkách rotoru, hustotě a viskozitě. Pohybem
rotoru ve spáře vznikají síly úměrné zrychlení rotoru, rychlosti a výchylce.
Studiem těchto sil je předmětem společného projektu. Řešení je prováděno jak v oblasti teoretické,
tak experimentální. Teoretickým rozborem byly určeny tenzory přídavných hmotností, tlumení a
tuhosti. Nyní probíhají práce v oblasti experimentu.
Tenzory přídavných hmotností jsou určovány využitím softwaru ANSYS. Řešení probíhá
v pohyblivé síti. Oblast a znázornění sítě je uvedeno na obr 31. Na obr. 32 je uvedeno rozložení
statického tlaku a na obr. 33 a 34 rychlostní pole.
Experimentální výzkum probíhá v laboratoři Odboru fluidního inženýrství V. Kaplana. Rotor je
uložen na speciálních pružných podporách, které jsou koncipovány jako tenzometrické snímače.
Na základě silových účinků v těchto podpěrách jsou stanoveny síly, působící v těsnící spáře. Viz
kotouč na obr. 37.
Celkový pohled na experimentální zařízení je uveden na obr. 38.
Vnějš
A Pev
íVnit
válec
ná
stěna Rotu
jící stěna
řní válec
A
 ω
40
0
.15

Ω
Defo
rmující
mezikruží
40.6
Inter
face
Obr. 31 Pohyblivá síť
Obr. 32 Rozložení statického tlaku ve spáře
- 11 -
Obr. 33 Rozložení rychlostí
Obr. 34 Rychlostní pole v komůrce
hydrodynamické spáry
Obr. 35 Řez experimentálním zařízením
Obr. 37 Řez přípravkem s těsnící spárou
Obr. 36 Experimentální zařízení
8 TLAKOVÉ PULZACE V HYDRAULICKÝCH SYSTÉMECH
Čerpadlo i turbína jak známo jsou pouze prvky složitého hydraulického systému. Vzhledem
k tomu, že tlaková vlna se šíří celým systémem, je nutno vytvořit matematické modely jednotlivých
prvků systému. Mezi prvky systému je nutno definovat přenosové funkce, které vytvoří
matematické vazby mezi jednotlivými prvky a tak vznikne matematický model celého systému.
Matematický model je nelineární. Řešení se v minulosti převádělo metodou charakteristik. Naše
řešení vychází z modernější Lax-Wendrofovy metody, která umožňuje řešit systém s různou
rychlostí zvuku v každé jeho částí i s vlivem kavitace.
Na základě tohoto matematického modelu byl vytvořen software a verifikován experimentem.
Využitím softwaru byly provedeny návrhy protirázové ochrany MVE Jindřichov. Viz obr. 38 a
hydraulického systému Al – Shabab (Egypt) pro realizaci Sigma Lutín, viz obr. 39.
Návrh protirázové ochrany MVE Jindřichov. Výpočty přechodových stavů při havarijním
odstavení turbíny a dimenzování vyrovnávací nádrže s ohledem na maximální povolený tlak
v přivaděči.
Průtok
až 2.2m3/s
Spád
6.2m
Délka přivaděče
150m
Obr. 39 Návrh protirázové ochrany Al –
Shabab (Egypt)
Obr. 38 Návrh protirázové ochrany MVE
Jinřichov
- 12 -
Návrh protirázové ochrany po modernizaci výtlačného řadu Al-Shabab (Egypt).
Výpočty přechodových stavů při výpadku napájení čerpadel. Dimenzování plynových
akumulátorů, které slouží k ochraně výtlačného potrubí.
Délka výtlačného potrubí (dvě paralelní větve) 5km
Průtok v jedné větvi
2m3/s
Geodetická dopravní výška
23m
Obr. 40 Verifikace software
9 ODEZVA ROTORU ČERPADLA NA SEISMICKÉ BUZENÍ
Konstrukce čerpadla pro energeticky náročné provozy musí být prováděna s ohledem na
seismickou odolnost.
Ve spolupráci Sigma VVÚ, s.r.o. Lutín, Sigma Group, a.s. Lutín a FSI VUT v Brně byla
vypracována metodika a software pro řešení odezvy rotoru na seismické buzení.
Řešení bylo provedeno metodou konečných prvků. Navíc byla vypracována metoda odhadu
citlivosti jednotlivých prvků konstrukce na velikost jednotlivých parametrů odezvy.
Na obr. 41 je znázorněno čerpadlo, které bylo podrobeno analýze z hlediska seismické odolnosti.
Vlastní tvary rotoru jsou uvedeny na obr. 42. Odezva rotoru byla řešena za předpokladu
kinematického buzení základu seismickým zrychlením. Průběh zrychlení je zřejmý z obr. 43.
Odezva rotoru je uvedena na obr. 44.
Dynamika rotoru byla řešena i s uvážením přídavných silových účinků od kapalinových vrstev.
Obr. 41 Odstředivé čerpadlo
- 13 -
Obr. 42 Vlastní tvary kmitu
Obr. 43 Seismické zrychlení základu
Obr. 44 Odezva rotoru na seismické buzení
10 ZÁVĚR
V příspěvku byly uvedeny pouze některé výsledky vzájemné spolupráce mezi Sigma VVÚ,
s.r.o. Lutín, Sigma Group, a.s. Lutín a FSI VUT v Brně, Odboru fluidního inženýrství V. Kaplana.
Řešení společných projektů pokračují i nyní a zaměřují se na speciální otázky dynamiky rotoru,
samobuzeného kmitání, kavitace a nových hydraulických návrhů na principu chaotických mříží.
Zvláště významného pokroku bylo dosaženo ve speciálních úpravách povrchů se zaměřením na
snižování hydraulických ztrát.
- 14 -
HYDRAULICKÁ VÄZBA OBEŽNÉHO KOLESA A AXIÁLNEHO DIFÚZORA
DIAGONÁLNEHO ČERPADLA
Michal VARCHOLA*, Peter HLBOČAN**
Abstrakt
Problematika hydraulickej väzby obežného kolesa a difúzora je dôležitá najmä z pohľadu
transformácie energie a výkonových parametrov. Nadväznosť jednotlivých funkčných častí je
jedným z najdôležitejších konštrukčných faktorov, ktorý určuje tvar výkonových charakteristík a
účinnosť. Na uvedený problém sa možno pozerať z dvoch hľadísk. Z hľadiska vnútornej štruktúry
prúdenia a z hľadiska vonkajších dôsledkov, parametrov čerpadla reprezentovaných priebehom
výkonových charakteristík. Príspevok sa zaoberá vplyvom zmeny geometrickej väzby obežného
kolesa a geometrie axiálneho difúzora na kvantitatívny priebeh špecifickej energie a účinnosť.
1 ÚVOD
Jedným z najdôležitejších predpokladov úspešného praktického hydraulického návrhu je
zvládnutie interakcie medzi rotorom a statorom hydrodynamického čerpadla. Túto interakciu tvorí
vzájomná väzba geometrie obežného kolesa, difúzora a ostatných hydraulicky na seba
nadväzujúcich elementov (vstupné priestory, výstupné priestory). Geometrická väzba je príčinou a
dôsledkom hydrodynamických vlastností a efektívnosti čerpadla.
K výpočtu všetkých hlavných elementov čerpadla pristupujeme spravidla osobitne podľa
samostatných algoritmov. Ukázalo sa a mnohopočetné experimenty to dokazujú, že vzájomné
ovplyvňovanie je značné. Sumárne možno povedať, že interakcia obežného kolesa a statora v
podstatnej miere ovplyvňuje :
 vnútornú štruktúru prúdenia,
 výkonové parametre čerpadla,
 účinnosť resp. energetické straty v čerpadle,
 optimálne parametre čerpadla (polohu optimálneho prietoku a veľkosť špecifickej
energie čerpadla,
 silové namáhanie rotora,
 konštrukčnú koncepciu čerpadla,
 nové úžitkové vlastnosti čerpadla (napr. vibrácie ...),
 životnosť čerpadla a jeho spoľahlivosť,
 regulačné možnosti čerpadla (veľkosť pracovnej oblasti, predrozvádzač ...).
Kvalita hydrodynamického čerpadla sa na trhu posudzuje nielen podľa cenových a iných
úžitkových faktorov (životnosť, prevádzková spoľahlivosť, materiálové prevedenie, aplikačná
schopnosť podľa pracovných médií a pod.), ale aj podľa jeho parametrov a špeciálnych funkčných
vlastnosti resp. schopnosti. Tieto vlastnosti sa dosahujú technologickými alebo konštrukčnými
resp. hydraulickými zásahmi do „tradičných“ tvarov resp. postupov pri konštrukčnom alebo
hydraulickom návrhu. Výsledkom je interakcia funkčných elementov s dôsledkom na výkonových
resp. hydraulických parametroch čerpadla včítane špecifických nárokov. Jednou z možnosti
aplikácie diagonálneho čerpadla je spojenie obežného kolesa s axiálnym difúzorom. Takéto
*
Prof. Ing. CSc, Ústav chemických a hydraulických strojov a zariadení, Strojnícka fakulta, Slovenská technická
univerzita v Bratislave , Nám. slobody 17 , 812 31 Bratislava, tel. (+421) 903 24 34 35, e-mail
[email protected]
**
Ing.,Ústav chemických a hydraulických strojov a zariadení, Strojnícka fakulta, Slovenská technická univerzita
v Bratislave , Nám. slobody 17 , 812 31 Bratislava, tel. (+421) 903 24 34 35, e-mail peter.hlbocan@stuba.
- 15 -
spojenie umožňuje zmenšenie jeho rozmerov, použitie zváranej konštrukcie difúzora a tým využitie
ťažko odlievateľných materiálov a celkovú technologickú efektívnosť konštrukcie. Aplikácia
takéhoto difúzora vyvoláva však mnoho otázok najmä pre hydraulický návrh
2. TYPY DIFÚZOROV A ICH VLASTNOSTI
Vo všeobecnosti možno diagonálne obežné koleso aplikovať v spojení so špirálou (obr.1), pre
článkové čerpadlo s difúzorom s dostredivou časťou (obr.2) alebo najčastejšie používaným
lopatkovým difúzorom podľa obr.3. Koncepcia s použitím zváranej konštrukcie difúzora nabáda
k meridiálnemu rezu, ktorý je zobrazený na obr.4.
Obr. 2 Lopatkový difúzor
článkového diagonálneho čerpadla
Obr. 1 Difúzor – Špirála
Obr. 3 Lopatkový difúzor jednostupňového
Obr. 4 Axiálny lopatkový difúzor
Je známe, že čerpadlo so špirálou dosahuje najvyšších účinnosti. Diagonálne čerpadlo
s lopatkovým difúzorom je silne ovplyvnené konštrukčnou koncepciou. Snaha o zmenšenie
rozmerov a tým aj hmotnosti čerpadla vedie k zmenšovaniu vonkajšieho priemeru čerpadla
(difúzora). Tento príspevok sa zaoberá vplyvom niektorých geometrických parametrov na
výkonové parametre a účinnosť diagonálneho čerpadla.
3. VPLYV VEĽKOSTI DIFÚZORA NA POLOHU OPTIMA ČERPADLA
Výsledkom hydraulickej väzby obežného kolesa a difúzora sú konečné výkonové parametre
čerpadla. Na strane jednej obežné koleso a difúzor navrhujeme na výpočtové parametre, na strane
druhej aké skutočné parametre čerpadlo dosiahne závisí predovšetkým od ich hydraulickej väzby.
Dôsledkom je, že výsledné parametre čerpadla sú mnohokrát odlišné od výpočtových parametrov
obežného kolesa a difúzora.
Z hľadiska ich absolútnych hodnôt ich často možno považovať za vyhovujúce.
Z toho možno potom usudzovať, že k danému obežnému kolesu je reálne možne navrhnúť
viacero difúzorov rôznych veľkostí, pričom každá z kombinácií obežné koleso - difúzor bude tvoriť
samostatné čerpadlo, líšiace sa od ostatných hodnotami optimálnych parametrov, pričom absolútna
hodnota týchto parametrov zodpovedá reálne dosahovaným hodnotám.
- 16 -
Pri návrhu difúzora k obežnému kolesu zaujímajú výpočtára predovšetkým tieto podmienky:
- požadovaný prietok Q a špecifická energia Y v bode maximálnej účinnosti
- maximálna účinnosť  čerpadla a z toho vyplývajúca otázka, pri akej geometrii sa táto
účinnosť dosiahne.
Optimálny bod čerpadla je určený prietokom, pri ktorom je rozloženie energie na vstupe do
difúzora najvyrovnanejšie, čo z fyzikálneho hľadiska predstavuje minimum strát pripadajúcich na
vzájomné kompenzovanie nerovnomerného rozloženia špecifických energií od vstupu až po
výstup. Túto podmienku spĺňajú všetky body, ležiace na charakteristike difúzora. Preto pracovný
bod čerpadla definujeme ako priesečník charakteristiky obežného kolesa a difúzora.
Teoretickú charakteristiku obežného kolesa s konečným počtom lopatiek dostaneme, ak
nasledovným spôsobom korigujeme známy vzťah pre výpočet špecifickej energie:
   Y   Q  cot g 2  
(1)
Korekciu prietoku vo vzťahu (1) uveďme v modifikovanom tvare [6]:

1
 2
tg 2 tg1 1
 Q  tg 2
b2
b1
(2)
Korekcia špecifickej energie zoberme zo vzťahu [6]:
Y 

1  e 2 / z sin   e 2 / zsin 
3
Kde  

2
(3)
tg 2
1    tg 2
a je uhol sklonu strednej prúdnice obežného kolesa (° radiálne, ° axiálne).
Pre charakteristiku špirály všeobecného tvaru a s tvarom rýchlostného profilu cu.r = const.
bola odvodená rovnica (4) [2]:
   hk  hs
r A
A2
    hk  hs  s 2  
br 
r2  A2
r2 
 dr
r
(4)
V rovnici (4) zaveďme pre špirálu súčiniteľ  S :
 S   hk  hs 
rs  A2
r2  A2
(5)
Podobne pre lopatkový difúzor bol odvodený vzťah aj so súčiniteľom  D

y

2
  1   h  tg  4   2     D
r
A

A
(6)
4
Ako už bolo spomenuté, poloha pracovného bodu čerpadla opt, opt je predstavovaná
priesečníkom dvoch priamok, a to charakteristiky obežného kolesa (1) a charakteristiky difúzora v
tvare:
   S   resp.    D  
(7)
- 17 -
Riešením sústavy rovníc (1) a ( 7) dostaneme výsledok pre neznáme  a  v tvare:
opt 
 opt
Y
 S   Q  cot g 2
, resp. opt 




1


 Y 
 S tg  2  
1



Q


Y
 D   Q  cot g 2
resp.  opt




1


 Y 
 D tg  2  
 1 

Q


(8)
(9)
Tým je zjednodušene popísaná hydraulická väzba obežného kolesa a difúzora. Súčasne pre
difúzor vidíme, že parametre čerpadla budú s veľkou pravdepodobnosťou ovplyvňovať parametre
vystupujúce vo vzťahu (6). Vplyv týchto parametrov sme určovali ich variáciou a následne CFD
simuláciou sme hľadali priebeh hodnôt hydraulickej účinnosti a dopravnej výšky.
4. CFD SIMULÁCIA PRÚDENIA V ČERPADLE
CFD simulácia bola realizovaná vo výpočtovej oblasti, ktorá zahrňovala rovný úsek sacej
rúry, obežné koleso, difúzor a časť výtlačnej rúry (obr. 5). Rovný úsek sacieho potrubia musí byť
dostatočne dlhý z dôvodu korektného definovania okrajových podmienok. Je to z toho dôvodu, že
sekundárne javy na saní diagonálneho čerpadla bývajú v niektorých prípadoch intenzívne. Ide o
režimy prúdenia s prietokom menším ako je optimálny. V tomto prípade bola dĺžka rovného úseku
sacieho potrubia rovná päť násobku vstupného priemeru obežného kolesa. V reálnych
podmienkach je za difúzorom výtlačné koleno, ktoré ovplyvňuje výslednú štruktúru prúdového
poľa za difúzorom. Rovný úsek výtlačnej rúry teda predstavuje zjednodušenie, ktoré sa môže do
istej miery prejaviť na veľkosti vypočítanej špecifickej energie a hydraulickej účinnosti. Obežné
koleso uvažované v CFD simulácii bolo bez predného disku. Simulované bolo aj prúdenie v
medzerách medzi špičkami lopatiek obežného kolesa a telesom čerpadla.
Obr. 5 Výpočtová sieť a výpočtový model čerpadla
Výpočtová sieť pozostávala z približne 2 500 000 prevažne šesťstenových elementov. Malá
časť výpočtovej siete pozostávala z prizmových elementov. V oblastiach blízko stien a v
medzerách medzi špičkou lopatky rotora a telesom čerpadla bola výpočtová sieť výrazne zhustená.
Výpočtová sieť je zobrazená na obr. 5. Uplatnený bol model časovo ustáleného prúdenia. V
súčasnosti sa preferuje najmä prístup s uplatnením časovo neustáleného modelu prúdenia. V tomto
prípade bol model časovo ustáleného prúdenia implementovaný najmä kvôli veľkému počtu
analyzovaných alternatív difúzora a teda podstatne menšej náročnosti na výpočtový čas.
Nevýhodou tohto modelu je to, že najmä pri neoptimálnych režimoch prúdenia nie sú vo výpočte
zohľadnené nestacionárne interakcie medzi obežným kolesom a difúzorom. Rozhrania medzi
rotorovou časťou a statorovými časťami výpočtovej domény boli typu "Frozen Rotor". Istou
nevýhodou tohto prístupu je to, že výsledok závisí od relatívnej polohy obežného kolesa a difúzora.
Uvažované zjednodušenia CFD modelu vnášajú do výsledkov analýzy isté chyby. Treba mať na
pamäti že vykonaná analýza predstavuje relatívne porovnanie viacerých alternatív difúzora. Teda
za predpokladu, že výsledná chyba vo výsledkoch je vo všetkých prípadoch približne rovnaká, je
- 18 -
možné tento prístup na uvedený účel použiť. V simulácii bol implementovaný SST model
turbulencie a automatická stenová funkcia. Tento model je bližšie charakterizovaný napr. v [6].
Tento model poskytuje podstatne lepšie výsledky v porovnaní s klasickým k-ε a k-ω modelom
najmä v prípadoch, ktoré sú charakteristické prúdením s opačným tlakovým gradientom a odtrhmi.
Tie sú charakteristické pre turbostroje najmä pri neoptimálnych režimoch prúdenia. Ako okrajové
podmienky boli uplatnené celkový tlak na vstupe a hmotnostný prietok na výstupe. Ďalej boli
špecifikované otáčky rotora (1850 min-1). Stena telesa čerpadla v oblasti rotora bola špecifikovaná
ako protibežne rotujúca.
Obr. 6 Celkový tlak a absolútna rýchlosť v medzilopatkových kanáloch čerpadla,
prietok Q = 250 l/s (návrhový bod)
5. DOSIAHNUTÉ VÝSLEDKY
V rámci
riešenia
komplexnej
problematiky
interakcie
lopatkového
difúzora a diagonálneho obežného kolesa
v tomto
príspevku
sa
zaoberáme
predovšetkým vplyvom priemeru difúzora
(resp. y) a jeho meridiálnej šírky (b4). Ako
vyplýva zo vzťahu (6) vplyv vstupnej
plochy difúzora ku výstupnej ploche
obežného kolesa sa ukazuje ako dôležitý
parameter súčasne s parametrom y, ktorý
znamená zvislú vzdialenosť obežného
kolesa od vstupnej hrany difúzora na
strednom priemere. Dôležitými parametrami
Obr. 7 Geometrické parametre axiálneho
sú rovnako dĺžka lopatky difúzora, vstupný
difúzora
a výstupný uhol difúzora. Tieto parametre
boli v rámci tejto úlohy rovnaké. Pre všetky skúmané alternatívy parameter x = 82 mm. Výpočtové
parametre boli nasledovné: Q=250 l/s, H= 2237 m pri otáčkach n= 1850 1/min. Celkový pohľad na
obežné koleso s rôznymi difúzormi ukazuje obr. 8 Kvantitatívna zmena šírky difúzora
a vzdialenosti y sú uvedené v Tab. 1. Ukážka vnútornej štruktúry prúdenia je na obr. 6.
Tab. 1 Kvantitatívna zmena parametrov meridiálneho rezu difúzora
Y/b4
Y
b4
Y/b4
y1/b1
y1/b2 y1/b3
y2/b1
y2/b2 y2/b3
y3/b1
y2/b3 y3/b3
- 19 -
Y
b4
10/20 10/40
10/60
40/20 40/40
40/60
70/20 70/40
70/60
Obr. 8 Pohľad v 3D na alternatívy čerpadla s axiálnymi difúzormi podľa Tab. 1
Výsledky sú zobrazené na obrázkoch 9 až 13. Na obr.9 až 11 sú Q-H a Q-η charakteristiky pre
prvý riadok obr. 8. Vplyv zmeny šírky difúzora je vidieť na hodnotách polohy optimálneho
prietoku (obr. 12) a zmeny dopravnej výšky. Neprimerané zvyšovanie meridiálnej šírky difúzora
nepriaznivo vplýva na veľkosť hydraulickej účinnosti aj dopravnej výšky. Kvantitatívny vplyv
možno posúdiť z obrázkov 9 až 13.
Obr. 9 Q-H charakteristika a hydraulická účinnost pre alternatívu s y1= 10 mm
- 20 -
Obr. 12 Vplyv plochy difúzora a priemeru D4 na optimálny prietok
- 21 -
Obr.13 Vplyv plochy difúzora a priemeru D4 na hydraulickú účinnosť
6 ZÁVER
Z výsledkov simulácie prúdenia toho istého obežného kolesa s difúzormi rôznych tvarov
v meridiálnom reze t.j. variáciou šírky a vzdialenosti y (pozri obr.7 a 8) možno vyvodiť tieto
závery:
tvar meridiálneho rezu vplýva na polohu optimálneho prietoku čerpadla. Predovšetkým pomer
A2/A4 (výstupná plocha obežného kolesa a vstupná plocha difúzora) vplýva na účinnosť aj veľkosť
optimálneho prietoku.
Ukazuje sa, že najvýhodnejší je pomer A2/A4okolo hodnoty 1 až 1.5.
Rozširovanie meridiálneho rezu difúzora (b4) nepriaznivo ovplyvňuje hodnotu hydraulickej
účinnosti a tým aj dosiahnutú dopravnú výšku.
Zmenou geometrie b4 a y sa poloha optimálneho prietoku pohybovala v rozsahu 200 až
320 l/s.
LITERATÚRA
[1]
GÜLICH, J.F.: Centrifugal Pumps, Springer Berlin, Heidelberg, New York, 2000.
[2]
STRÝČEK, O.: Hydrodynamické čerpadlá, 2.Vydanie, Vydavateľstvo STU, Bratislava
1992.
[3]
MENTER, F. R., KUNTZ , M. , LANGTRY , R.: Ten Years of Industrial Experience with
the SST Turbulence Model, Otterfing Germany, 2004.
[4]
VARCHOLA, M.: K otázke hydraulického riešenia špirály hydrodynamického čerpadla
Strojnícky časopis 1996 č.2 str 84-93.
[5]
VARCHOLA, M., HLBOČAN, P.:Prime geometry solution of e centrifugal impeller within
3D setting. In: MARCINKOVSKIJ, V. -- TVERDOCHLEB, I. -- SAVČENKO, E. Teorija
i praktika nasoso i kompressorostroenija : monografija. Sumy: Sumskij gosudarstvennyj
universitet, 2011, s. 170--176. ISBN 978-966-657-384-4.
[6]
HLBOČAN, P., VARCHOLA, M.:Vplyv počtu lopatiek diagonálneho čerpadla na jeho
charakteristiky. In: AEaNMiFMaE 2012, ŽU Žilina.
[7]
VARCHOLA, M., KNÍŽAT, B: The relation between pump parameters and the spiral casing
size, Pump Congress Karlsruhe 1996, Section C7, Preprint P/C 7-4.
[8]
VARCHOLA, M., GOLHA,M.: Hydraulický návrh čerpadla vo vzťahu k interakcii obežného
kolesa a difúzora. In.: Acta Mechanica Slovaca 2002 str.455-462.
[9]
VARGHESE G. – MOHANA KUMAR T.C. - RAO Y.V.N.: Influence Volute of surface
roughness on the Performance of a Centrifugal Pump, Journal of Fluid Engineering N12
1978 Vol.100 (pp 473-476).
[10] HERGT P.: The Influence of the Volute Casing on the Position of the Best Efficiency Point,
11th IAHR Symposium, Amsterdam 1982, Vol.3
- 22 -
K PROBLEMATICE AKUMULOVÁNÍ KAPALINY V ČERPACÍM SYSTÉMU
Jaroslav BLÁHA*, Jan MELICHAR**, Pavel MOSLER***
Abstrakt
V příspěvku se posuzují obvyklé způsoby akumulace kapaliny v čerpacích systémech.
Cyklický provoz těchto systémů je podřízen danému účelu čerpání. Tím je ovlivněna i skladba
dílčích objemů kapaliny zúčastněných v pracovním cyklu čerpacího systému. Týká se to
následujících dílčích objemů: objem přiteklý do sytému a objem z něho odebraný, objem
akumulovaný a objem prošlý čerpadlem. Vzájemné vazby těchto objemů jsou uvedeny graficky pro
typické akumulační cykly.
1 ÚVOD DO PROBLEMATIKY
K hromadění (akumulaci) kapaliny v hydraulickém systému dochází v prostoru, který je zcela
oddělen od okolí (akumulátor, větrník) nebo v prostoru s volnou hladinou kapaliny (sací jímka,
rezervoár). V čerpacím systému bývají akumulační prostory umístěny v sacím a výtlačném řadu,
popř. jsou součástí čerpadla (obr. 1).
Obr. 1 Schéma uspořádání akumulačních prostorů kapaliny v čerpacím systému
I - sací jímka, II - výtlačný rezervoár, III - větrník čerpadla, IV - akumulátor
Rozmístění akumulačních prostorů I až IV podle obr. 1 je účelové. V prostoru I se soustřeďuje
přítok kapaliny do systému, zatímco výtok kapaliny ze systému je odváděn z prostoru II .
Akumulační prostor III bývá určen k útlumu pulsací tlaku a průtoku kapaliny vyvolaných činností
čerpadla. Prostor IV bývá prvkem tlumícím účinky hydrodynamického rázu kapaliny vyvolaného
nestacionárností průtoku kapaliny čerpacím systémem. Někdy bývají prostory III a IV sloučeny,
bližší viz 1 a 2.
*
Prof. Ing. DrSc., Ústav mechaniky tekutin a termodynamiky, Fakulta strojní, ČVUT v Praze, Technická 4, Praha 6,
tel. (+420) 2 2435 2593
**
Prof. Ing. CSc., Ústav mechaniky tekutin a termodynamiky, Fakulta strojní, ČVUT v Praze, Technická 4, Praha 6,
tel. (+420) 2 2435 2593, e-mail [email protected]
**
Ing., Ústav mechaniky tekutin a termodynamiky, Fakulta strojní, ČVUT v Praze, Technická 4, Praha 6,
tel. (+420) 2 2435 2593, e-mail [email protected]
- 23 -
Na případné disproporce mezi přítokem kapaliny do systému a jejím odběrem může reagovat
čerpadlo řízením průtoku nebo náplň kapaliny v nádržích I a II, a to změnou objemů v nich
akumulované kapaliny. Volba obou nebo jednoho z těchto dvou způsobů kompenzace disproporcí
mezi přítokem a odběrem kapaliny závisí na výsledku optimalizačního posouzení nákladů
pořizovacích a provozních daného systému. V dalším výkladu nebude případ s regulačním
čerpadlem posuzován, stejně tak i činnost akumulátorů III a IV.
Dispoziční poměry čerpacího systému s akumulačními prostory I a II a neregulačním
čerpadlem jsou znázorněny na obr. 2.
Obr. 2 Schéma dispozice jednoduchého čerpacího systému;
Průtok kapaliny : Qč - čerpadlem, Qp - přítokem, Qo - odběrem,
Hgs , Hgv - geodetická výška sací, výtlačná
p1 , p2 – absolutní tlak v sací jímce, ve výtlačném rezervoáru
V případě zmíněné disproporce mezi přítokem kapaliny Qp [m3.s-1] a jejím odběrem
Qo [m3.s-1] dochází ke kolísání hladiny v nádržích I a II, tedy i příslušných geodetických výšek Hg
a v případech uzavřených nádrží i tlaků p. Tato disproporce ovlivní objemy kapaliny v nádržích I
a II, ale také průtok čerpadla Qč . Okamžitý objem akumulované kapaliny v nádržích Vak [m3]
je dán vzájemnou bilancí uvedených průtoků. Pro nádrž I je v časovém úseku t [s] změna
akumulovaného objemu kapaliny VAK s [m3] dána vztahem:
 VAK s  Q p  Qč .t ,
(1)
kde:
znaménko + označuje plnění akumulačního prostoru,
znaménko – označuje vyprazdňování akumulačního prostoru.
Obdobně je tomu u výtlačného rezervoáru II:
 VAK v  Qč  Qo .t .
(2)
Při provozu čerpacího systému s akumulací kapaliny se vyskytnou případy, kdy některý
z dílčích průtoků Qp , Qo , Qč je nulový, což ovlivní velikost akumulovaného objemu kapaliny
VAK s a VAK v definovaného rovnicemi (1) a (2).
Průtok čerpadla Qč je ve zprostředkované vazbě na okamžitou velikost akumulačních objemů
VAK s a VAK v , protože změnou těchto objemů se mění geodetické výšky hladin Hgs a Hgv , popř.
i tlaky p1 a p2 u nádrží uzavřených (viz obr. 2). Na tyto změny reagují hlavní parametry čerpadla,
tj. průtok Qč [m3.s-1] a měrná energie Y [J.kg-1]. Vzájemnou souvislost parametrů Qč a Y zachycuje
hlavní charakteristika čerpadla, která je křivkou udávající při stálých otáčkách čerpadla n = konst
provozní stavy čerpadla. V obr. 3 jsou znázorněny typické charakteristiky čerpadla
hydrodynamického (křivka a) a hydrostatického (křivka b) a reakce průtoku čerpadla Qč na změnu
statické složky charakteristiky potrubí.
- 24 -
Obr. 3 Provozní stavy čerpadla hydrodynamického (křivka a) a hydrostatického (křivka b) při
změně statické části Yst charakteristiky potrubí (křivka c)
Změny Hgs , Hgv , popř. p1 , p2 ovlivňují charakteristiku potrubí v části statické Yst [J.kg-1]
definované takto:
Yst  g.H g 
p2  p1

,
(3)
kde:
g – tíhové zrychlení [m.s-2],  – měrná hmotnost kapaliny [kg.m-3],
Hg – geodetická výška [m] Hg = Hgs +Hgv (viz obr. 2).
Kolísání barometrického tlaku v otevřené sací nádrži prakticky neovlivňuje změny Yst . Proto
charakteristiky potrubí znázorněné v obr. 3, které jsou vztaženy ke krajním hodnotám VAK
v nádržích, tj. k situacím (Hg , p2)max a (Hg , p2)min , vliv změn p1 zanedbávají. Z obr. 3 je zřejmé,
že hodnoty (Hg , p2) prakticky neovlivní průtok čerpadla hydrostatického, protože změna Qč
je zanedbatelná. U čerpadel hydrodynamických reakce průtoku Qč na poměry v nádržích I a II
může být významná. U uváděných případů v bilanci akumulačních objemů podle vztahů (1) a (2)
je předpoklad Qč = konst jen přibližný a při exaktnějším posouzení by bylo třeba předpoklad
Qč = konst korigovat podle aktuálního stavu měrné energie statické Yst charakteristiky potrubí.
V případě kdy statická složka Yst 1 se bude v průběhu akumulačního cyklu zmenšovat, průtok Qč
poroste, jestliže statická složka Yst 2 poroste, průtok Qč bude klesat, jak je schématicky znázorněno
v obr. 4.
Obr. 4 Vliv změny statické složky měrné energie charakteristiky potrubí Yst na průtok
čerpadla Qč během času t akumulačního cyklu
Změna průtoku čerpadla vede k proměnnosti provozních stavů čerpadla, což je doprovázeno
i změnou kavitačních poměrů a účinnosti čerpadla, viz např. 1.
- 25 -
U daných nádrží I a II je akumulační objem VAK provozně vymezován. V sací nádrži uzavřené
při p1min vzniká nebezpečí kavitace kapaliny v sacím řadu a čerpadle a při p1max nebezpečí
poškození nádrže při průniku kapaliny o vyšším tlaku z výtlačného řadu do sací nádrže. Při VAK max
má v uzavřené sací nádrži zůstat potřebný objem plynu, aby mohl účinně tlumit tlakové rázy
v sacím řadu. Při nadměrném přítoku kapaliny do otevřené sací jímky může kapalina z jímky
nekontrolovaně přetékat. Aby k tomu nedošlo, mívá sací jímka jalovou propust, kterou
se přebytečná kapalina odvádí. Při stavu kdy VAK s  0, nesmí dojít k průniku plynu z nádrže
do sacího řadu, což by narušilo normální funkci čerpadla. Nekontrolovaný vzrůst VAK v v uzavřené
výtlačné nádrži vede ke stoupnutí tlaku p2 , čímž může u čerpacího systému s hydrostatickým
čerpadlem narušit nádrž a u otevřené výtlačné nádrže pak i k přelivu kapaliny. Vzrůstem
VAK v se u uzavřené výtlačné nádrže snižuje objem plynu v ní obsažené, čímž se snižuje útlum
tlakových pulsací ve výtlačném řadu systému. Při snížení VAK v  0 vzniká nebezpečí nežádoucího
vniknutí plynu do výtlačného řadu systému.
2 PŘÍKLADY TYPICKÝCH ČERPACÍCH SYSTÉMŮ S AKUMULACÍ
KAPALINY
V následujícím jsou uvedeny specifické příklady různého řešení akumulace kapaliny
v jednoduchých čerpacích systémech.
2.1 Odčerpávání záplavové, popřípadě průsakové vody z jímek
Sací jímka má obvykle volnou hladinu kapaliny, na níž působí barometrický tlak, tj. p1 = pbar .
Poněvadž výtlačný řad u těchto systémů vyúsťuje do prostoru s víceméně ustálenými poměry vodní
hladiny (kanál, rybník, řeka), mají převažující význam akumulační kapacita sací jímky
VAK s a přítok do ní Qp . Podle vztahu (1) je třeba k těmto veličinám přiřadit vhodný provoz čerpadla
o průtoku Qč . Podle rovnice kontinuity průtoku je objem vody přiteklé do jímky v čase t dán
vztahem:
V p  Q p . t ,
(4)
obdobně objem vody z jímky odebrané čerpadlem:
Vč  Qč . t .
(5)
Za předpokladu, že Qp = konst a Qč = konst, jsou objemy vody Vp a Vč lineárně závislé
na čase t, což uvádí schéma na obr. 5, kde šipky označují smysl změn příslušných objemů vody
ve zvolených časových úsecích tx1 a tx2 pracovního cyklu.
Obr. 5 Časová souvislost objemů vody odčerpané z jímky Vč v čase chodu čerpadla tč za
stálého přítoku objemu vody Vp v době akumulačního cyklu tc; t0 – doba klidu čerpadla,
VAK – okamžitý objem akumulované vody v jímce
- 26 -
Aby nedošlo k přelivu vody ze sací jímky, musí být průtok čerpadla Qč větší než přítok vody
do jímky Qp . Strmost přímek udávajících časové změny objemů vody Vp a Vč charakterizují
v obr. 5 úhly p a č , jejichž tangenty podle rovnic (4) a (5) odpovídají průtokům Qp a Qč :
Qp 
Qč 
V p
 tg p ,
(6)
Vč
 tg č .
t č
(7)
t p
Přítok vody do sací jímky je obvykle nepřetržitý a chod čerpadla se přerušuje, když objem
akumulované vody v jímce se sníží na minimální hodnotu. Odčerpávání vody ze sací jímky probíhá
cyklicky, přičemž doba cyklu tc zahrnuje čas chodu čerpadla tč a čas t0 , kdy je čerpadlo v klidu:
tc  tč  t0 .
(8)
Při nepřetržitém přítoku vody do jímky (např. průsaků do stavební jámy) musí čerpadlo
během doby chodu tč odčerpat z jímky akumulovaný objem VAK i objem Vp přiteklý do jímky v téže
době:
Vč  VAK  V p .
(9)
Časová souvislost uvedených objemů během doby cyklu tc je zachycena v horní a spodní části
obr. 5. V případě, že průtoky Qp , popř. Qč jsou v čase proměnné, mění se i příslušné úhly p ,
popř. č . V čase tč dojde k vypnutí čerpadla a jímka se poté dále plní přítokem Qp , až akumulační
prostor v čase tc je zaplněn a cyklus čerpání vody z jímky se opakuje. Na začátku a konci
akumulačního cyklu je tedy jímka zaplněna, tj. VAK = VAK max (viz obr. 5). Jak je z obr. 5 patrno,
dobu klidu čerpadla t0 ovlivňuje velikost přítoku do jímky, neboť podle (6) průtok Qp  tgp .
Indikace krajních hodnot akumulovaného objemu vody v jímce bývá odvozena od úrovně hladiny
vody v jímce. Nejčastěji to bývá plovákem, který dává impuls k zapnutí a vypnutí chodu čerpadla.
Při odčerpávání kalů je spolehlivější snímat impulsy pro ovládání chodu čerpadla z místa mimo
sací jímku, např. z přívodu elektrické energie do hnacího elektromotoru čerpadla. Tento způsob
umožňuje adaptivně řídit dobu chodu čerpadla podle okamžitého přítoku vody do jímky tak,
aby provoz čerpadla byl energeticky optimální; bližší viz 1.
2.2 Čerpání s akumulací ve vodárenském rezervoáru
Akumulační prostory vodárenských rezervoárů kryjí disproporci mezi přítokem vody Qp
do systému a jejím odběrem Qo . Časová proměnnost příslušných objemů vody je dána kapacitou
zdrojů přítokové vody a strukturou její spotřeby, tj. odběrem vody z rezervoáru. Menší rezervoáry
domácích vodáren bývají uzavřené přetlakové, u velkých vodáren působí na hladinu vody tlak
barometrický. Velké vodárenské systémy bývají rozčleněné na více pramenných sacích jímek
a někdy také na více rezervoárů umístěných na různých geodetických výškách.
Typický pracovní cyklus vodárenského systému je znázorněn na obr. 6 a je v podstatě
modifikovanou obdobou obr. 5. Úsečky vyznačené šipkami mají obdobný význam jako v obr. 5.
Na obr. 6 je schématicky znázorněn průběh změn objemu vody odebrané z rezervoáru V0
během doby akumulačního cyklu tc při odběru vody z rezervoáru a jeho současném plnění
průtokem Qč po dobu chodu čerpadla tč . V době tč dojde k zaplnění akumulačního prostoru VAK
v rezervoáru a k vypnutí čerpadla. Na počátku a konci akumulačního cyklu je VAK = 0. Při dané
akumulační kapacitě VAK je doba klidu čerpadla t0 závislá na struktuře odběru vody Q0
charakterizované v obr. 6 úhlem 0 . Impulsy k spuštění a vypnutí čerpadla bývají odvozeny
od úrovně hladin v sací jímce a rezervoáru. Čerpadlo se spouští při VAK = 0 a vypíná při zaplnění
akumulačního prostoru rezervoáru. K vypnutí čerpadla dochází též při poklesu hladiny v sací jímce
pod přípustnou hranici. Jak je patrno z obr. 6 je na počátku a na konci cyklu v rezervoáru
akumulovaný objem vody VAK = VAK min .
- 27 -
Obr. 6 Časová souvislost objemů vody přiteklé do rezervoáru od čerpadla Vč po dobu chodu
čerpadla tč a objemu vody z rezervoáru odebraného V0 během doby cyklu akumulace tc;
t0 – doba klidu čerpadla
2.3 Akumulační cyklus v přečerpávací hydrocentrále
Akumulační cyklus v přečerpávací hydrocentrále je obdobou popsaného cyklu vodárenského
s tím rozdílem, že voda akumulovaná v rezervoáru (horní nádrži) je vracena zpět do sací jímky
(dolní nádrže) přes hydraulický stroj pracující v turbínovém chodu. Průběh pracovního cyklu
je podřízen potřebám elektrizační sítě a hydrologickým podmínkám přečerpávacího vodního díla.
Podle toho se pak řídí doba pracovního cyklu. Ten může trvat jeden den až jeden rok při tzv. roční
akumulaci vodní energie. Typické změny objemu vody akumulované v rezervoáru přečerpávací
hydrocentrály během doby jednoho cyklu jsou znázorněny na obr. 7, kde časové úseky VAK = konst
odpovídají době energetického klidu čerpadlové turbíny.
Obr. 7 Schéma změn objemu vody akumulované v rezervoáru přečerpávací hydrocentrály
během pracovního cyklu
Plnění akumulačního objemu v rezervoáru probíhá při průtoku Qč menším, než je následný
průtok provozu turbínového Qt , což charakterizují v obr. 7 úhly průtokových linií  č a  t , přičemž
 č   t . Návaznost čerpadlového a turbínového provozu záleží na okamžité energetické situaci
v elektrizační soustavě, bližší viz např. 3.
- 28 -
2.4 Akumulace hydraulické energie v systému cyklicky opakovaného
technologického pochodu
Tento způsob bývá aplikován u hydraulických pohonů strojů pracujících cyklicky s časovou
pracovní prodlevou, jak je tomu např. u hydraulických kovacích lisů a zdvihacích zařízení.
Hydraulická pracovní jednotka těchto strojů, např. přímočarý hydromotor (hydraulický válec),
při pracovním pohybu odebírá tlakovou kapalinu z uzavřeného rezervoáru (akumulátoru). Kapalinu
do akumulátoru dodává čerpadlo. Průtokové poměry uvedeného hydraulického pohonu během
pracovního cyklu uvádí obr. 8, kde význam hodnot VAK , Vč ,  č je stejný jako v obr. 5 a obr. 6 .
Obr. 8 Změna objemu kapaliny v průběhu pracovního cyklu tc mechanismu s hydraulickým
pohonem;
tp1 – doba pracovního pohybu mechanismu,
tp2 – doba zpětného pohybu mechanismu do výchozí polohy,
tč1 , tč2 – doba chodu čerpadla,
t0 – doba klidu čerpadla,
Vp1 , Vp2 – objem kapaliny odebraný pracovní jednotkou
Během pracovní části cyklu tp1 je objem kapaliny odebraný pracovní jednotkou Vp1:
V p1  VAK  Vč .
(10)
V následné pracovní přestávce mechanizmu je objem Vp1 konstantní a průtok čerpadla plní
akumulátor. Po naplnění akumulátoru na objem VAK max je čerpadlo vypnuté po dobu t0 .
Po pracovní přestávce následuje rychlejší návrat nezatížené hydraulické pracovní jednotky
do výchozí polohy, který probíhá po dobu tp2 . Objem kapaliny odebraný pracovní jednotkou v této
části cyklu Vp2 je opět kryt akumulátorem a čerpadlem. Celkový objem kapaliny dodaný čerpadlem
o průtoku Qč je během cyklu:
Vč  Vč1  Vč 2 .
(11)
Celková doba cyklu technologického pochodu tc :
tc  tč1  t0  tč 2 .
(12)
Na počátku a konci uvedeného cyklu je akumulovaný objem VAK max . Ke konci cyklu
se čerpadlo vypíná až když je akumulátor naplněn pro následný cyklus.
V případě, že uvedený pracovní cyklus by byl uskutečněn bez akumulace kapaliny, musel
by okamžitou potřebu kapaliny krýt průtok čerpadla Qč tak, aby zabezpečil maximální okamžitou
- 29 -
potřebu kapaliny. Podle obr. 8 by to bylo v době zpětného pohybu mechanismu tp2 , který
je rychlejší než pohyb pracovní. Požadovaný průtok čerpadla by byl proto větší než v případě
zařízení s akumulátorem. Výhoda systému s akumulací kapaliny vůči přímému hydraulickému
pohonu bez akumulace se zvětšuje u cyklů s větší pracovní prodlevou, bližší viz 4.
3 ZÁVĚR
Uvedené příklady akumulace kapaliny v čerpacích systémech jsou předvedeny pro
zjednodušené provozní poměry bez vlivu setrvačných účinků kapaliny vyvolaných nestacionaritou
průtoku. Velikost akumulačního prostoru je dána účelem čerpacího systému a přítokem, popř.
požadovaným odběrem kapaliny ze systému. K danému pracovnímu cyklu systému i velikosti
akumulačních prostorů se přiřazuje vhodný typ a parametry čerpadla. U čerpacích systémů
oběhových jsou parametry čerpadla dány požadovaným množstvím cirkulující kapaliny. Tyto
oběhové systémy mívají jednu akumulační, tzv. expanzní nádrž, která slouží k vyrovnávání změn
objemu kapaliny cirkulující v systému. Akumulační nádrže zkušebních okruhů hydraulických
strojů mají zabezpečit přesnost a reprodukovatelnost měření.
LITERATURA
[1]
MELICHAR, J., BLÁHA, J. Problematika soudobé čerpací techniky - Vybrané partie.
1. vydání. Praha : Nakladatelství ČVUT, 2007. 265 s. ISBN 987-80-01-03719-5.
[2]
HEBKÝ, A. Čerpadla a lisy. 1. vydání. Praha : SNTL, 1956. 183 s.
[3]
HUŠEK, J. Přečerpávací vodní elektrárny. 1. vydání. Praha : SVTL-SNTL, 1963. 317 s.
[3]
HEBKÝ, A. Hydraulické pohony. 1. vydání. Praha : Vydavatelství ČVUT, 1973. 137 s.
- 30 -
KAVITACE V LAVALOVĚ DÝZE S PLNĚ A ČÁSTEČNĚ SMÁČIVOU STĚNOU
Milada KOZUBKOVÁ*, Barbora FRODLOVÁ**, Lukáš ZAVADIL***
Abstrakt
Článek pojednává o celkovém vyšetření kavitačního jevu v Lavalově dýze, který zde
za určitých podmínek vzniká. Na základě provedeného fyzikálního experimentu byl připraven
dvourozměrný (2D) a třírozměrný (3D) model dýzy potřebný pro numerické výpočty, přičemž
rozměry dýzy a následně okrajové podmínky byly v obou případech totožné. Při numerickém
výpočtu proudění v Lavalově dýze s plně smáčivou stěnou se vycházelo ze dvou kavitačních
modelů – Schnerr-Sauer a Singhal. K dalšímu zkoumání – vyšetření průběhu kavitace při proudění
v dýze s částečně smáčivou stěnou, již byl použit pouze model Schnerr-Sauer.
1 ÚVOD
Kavitace je známa svými nepříznivými vlivy na pevných površích, jejich porušením a také
hlukem, který vytváří. Je charakterizovaná vznikem dutin v proudící kapalině při lokálním poklesu
tlaku kapaliny na tlak nasycených par, odpovídající teplotě kapaliny, následovaná jejich implozí.
Za těchto specifických termodynamických podmínek se kapalina začíná odpařovat a tvoří se v ní
velmi malé bublinky. Bubliny jsou unášeny proudem kapaliny, a jakmile se dostanou do oblasti
s vyšším tlakem, pára v bublinách kondenzuje a tím vznikne kavitační dutina. Do dutiny následně
vnikne velkou rychlostí okolní kapalina, čímž po zaplnění dutiny dochází k velkému rázu. Tento
ráz, pokud kavitace vzniká např. v blízkosti stěn potrubí, lopatek turbín nebo čerpadla, má na
povrchu materiálu destruktivní účinky nazývající se kavitační napadení nebo rozrušení. Jde
o vytrhávání mikročástic materiálu, což způsobuje rychlé opotřebení.
2 MATEMATICKÝ MODEL KAVITACE
Rovnice kontinuity vyjadřující zákon zachování hmotnosti a Navierovy-Stokesovy rovnice
vyjadřující zákon zachování hybnosti jsou základními fyzikálními zákony, které popisují proudění
kapalin. K modelování kavitace je však navíc nutné použít vícefázový model proudění – viskózní
model Mixture. Software ANSYS Fluent nabízí několik modelů kavitace, které jsou odlišné
v přístupu řešení a zadávání vstupních parametrů. Všechny kavitační modely jsou založeny
na linearizované Rayleigho-Plessetově rovnici, viz rovnice (1) [1]:
p B t   p  t 
l
4 dR 2S
d 2 R 3  dR 
 

  L
2
2  dt 
R dt  l R
dt
2
R
(1)
kde:
pB(t) – je tlak v bublině, p∞(t) – tlak v okolí bubliny, l – hustota kapaliny, νl – kinematická
viskozita kapaliny, R – poloměr bubliny, S – plocha bubliny.
Kavitační modely, které jsou ve Fluentu dostupné, jsou modely Singhal, Schnerr-Sauer
a Zwart-Gerber-Belamri. Modely Schnerr-Sauer a Zwart-Gerber-Belamri jsou stabilnější a tím lze
předpokládat rychlejší konvergenci řešení. Uživatelská příručka softwaru ANSYS FLUENT 13.0
*
prof. RNDr., CSc., Katedra hydromechaniky a hydraulických zařízení, Fakulta strojní, VŠB-TU Ostrava, 17. listopadu
15/2172, Ostrava-Poruba, tel. (+420) 597 32 3342, e-mail [email protected]
**
Ing., Ph.D., SIGMA GROUP a.s., Jana Sigmunda 79, Lutín, tel. (+420) 585 65 2109, email [email protected]
***
Ing., Ph.D., SIGMA VVÚ s.r.o., Jana Sigmunda 79, Lutín, tel. (+420) 585 65 2435, e-mail [email protected]
- 31 -
[2], [3] doporučuje použití modelu Schnerr-Sauer, popř. Zwart-Gerber-Belamri. Pro možné
srovnání různých výsledků byly testovány kavitační modely Schnerr-Sauer a Singhal, model
Zwart-Gerber-Belamri byl testován v [4] a vykazoval podobné výsledky jako model Schnerr-Sauer.
Kavitační model Schnerr-Sauer je kompatibilní jak s modelem směsi, tak i s Eulerovským
vícefázovým modelem. Zadávanými parametry v modelu jsou:
 tlak nasycených par
2368,7 Pa,
 počet bublin
1·1010 [1].
Hodnota tlaku nasycených par se liší vlivem závislosti na teplotě. Teplotě 20 °C odpovídá tlak
nasycených par 2368,7 Pa [5].
V nabídce je dále model Singhal, který je založen na tzv. “plně kavitačním modelu“.
V Singhalově kavitačním modelu jsou zadávány tři základní parametry:
 tlak nasycených par
2368,7 Pa,
 povrchové napětí
0,0717 N∙m-1,
 hmotnostní zlomek nekondenzujícího plynu
1,5∙10-8 [1].
3 VLIV ČÁSTEČNÉ SMÁČIVOSTI STĚN NA KAVITACI
Materiál stěny a jeho povrch svými fyzikálními vlastnostmi či dodatečnou povrchovou
úpravou ovlivňují proudění kapalin. Obecně povrchy uvažujeme jako smáčivé („no slip“
podmínka), kdy při tomto dobrém smáčení kapalina ulpívá na povrchu tělesa a relativní rychlost
proudící kapaliny je na stěně nulová.
Naopak částečná smáčivost je vlastnost, kdy kapalina špatně smáčí povrch pevné fáze.
Kapalina tedy neulpívá na pevném povrchu a platí podmínka prokluzování kapaliny na povrchu
tělesa. Relativní rychlost kapaliny na stěně není nulová. Rozdíl při proudění kapalin kolem
smáčivého a částečně smáčivého povrchu je zřejmý. Pro obecně zakřivené plochy ve styku
s kapalinou odvodil prof. Pochylý vztah (2), kdy se předpokládá, že jestliže kapalina prokluzuje na


povrchu rychlostí c , vektor smykového adhezního napětí  leží v rovině určené vektorem vnější


normály k povrchu n a vektorem rychlosti c [6] a vektor smykového napětí na stěně je  A (viz
Obr. 1):

  

(2)
 A    n   n  k c ,
kde:
k – je adhezní součinitel [Pasm-1].
Na základě této představy lze předpokládat, že vektor smykového napětí na částečně
smáčivém povrchu je úměrný rychlosti kapaliny.
Obr. 1 Smykové napětí na obecně zakřiveném povrchu [6]
- 32 -
3.1 Možnost numerického modelování částečné smáčivosti stěn
První numerický experiment částečné smáčivosti stěn byl proveden na jednoduché geometrii.
Podmínka částečné smáčivosti byla do výpočtu definována pomocí uživatelsky definované funkce
(UDF), která může být využita jak ve 2D, tak i ve 3D úlohách. Touto UDF se napětí na stěně při
výpočtu změní tím, že se rychlost v první buňce od stěny vynásobí adhezním součinitelem k.
Změnou parametru adhezního součinitele v UDF lze měnit míru částečné smáčivosti stěn, přičemž
platí, že čím menší hodnotu adhezní součinitel má, tím je povrch méně smáčivý a kapalina na něm
více prokluzuje.
Při experimentu byl zkoumán vliv částečné smáčivosti povrchu na laminární proudové pole
v potrubí kruhového průřezu, viz literatura [7], [8], [9]. Výsledky numerických experimentů byly
porovnány s teorií a potvrdily, že při laminárním režimu proudění kolem smáčivých stěn má
rychlostní profil přesně daný parabolický tvar, na rozdíl od proudění kolem částečně smáčivých
stěn, kdy rychlostní profil není tvořen pouze paraboloidem, ale je rozdělen na válcovou část
a paraboloid. Maximální rychlost na stěně, kterou lze při použití podmínky částečné smáčivosti
stěn a při nízké hodnotě adhezního součinitele pozorovat, je rovna střední rychlost proudění.
Naopak při zvyšování hodnoty adhezního součinitele se rychlostní profil může maximálně přiblížit
rychlostnímu profilu proudění kolem smáčivé stěny. [8], [9]
Při turbulentním proudění v dýze nelze přesně určit tvar rychlostního profilu, musí se proto
vycházet z těchto předpokladů. Rychlost na stěně se tedy musí pohybovat ve vytýčeném rozmezí
hodnot, tedy od nulové hodnoty rychlosti (podmínka „no slip“) po hodnotu střední rychlosti
proudu, což by odpovídalo nulovému napětí na stěně.
4 FYZIKÁLNÍ EXPERIMENT – HYDRAULICKÝ OBVOD S LAVALOVOU
DÝZOU
Fyzikální experiment zkoumající vývoj a chování kavitační oblasti při proudění vody
v Lavalově dýze proběhl na půdě VŠB-TUO. Hydraulický obvod se skládá z odstředivého čerpadla
typu CR, indukčního průtokoměru Flonet, frekvenčního měniče YASKAWA, polypropylenové
válcové nádrže, potrubí typu NASSA a vlastní Lavalovy dýza. Celá Lavalova dýza se skládá ze tří
částí vyrobených z průhledného materiálu Tecanat, z nichž geometrie hlavní střední části je na
Obr. 2. Kavitační oblast byla pozorována právě v zúžení Lavalovy dýzy.
Obr. 2 Geometrie střední části Lavalovy dýzy
Byly proměřeny tlaky na vstupu a výstupu z dýzy a vstupní průtok. Dále bylo provedeno
měření statického tlaku v určitých odběrných místech dýzy v oblasti kavitace (viz Obr. 3) pomocí
snímače tlaků a přístroje Hydac HMG3000.
Pro dosažení větší přesnosti proběhlo měření statického tlaku za použití snímače tlaku
s rozsahem (-1 až 1) bar pro všechna odběrná místa za nejužším místem Lavalovy dýzy, tedy
v 0,01 m, 0,025 m a 0,04 m. Statický tlak na vstupu psin a výstupu psout z Lavalovy dýzy byl měřen
pomocí snímače tlaku s rozsahem (-1 až 9) bar a tyto tlaky měly hodnotu psin = 165 052 Pa,
psout = 105 536,5 Pa.
- 33 -
Obr. 3 Umístění odběrných míst za zúžením Lavalovy dýzy [m]
Nejužší místo bylo poté v dvourozměrné i třírozměrné geometrii (2D, 3D) zvoleno za počátek
souřadného systému, v x-ové souřadnici je to tedy 0 m. Měření proběhlo pro tři různé vzorkovací
frekvence měřicího přístroje: 0,5 ms po dobu 60 s, 5 ms a 10 ms po dobu 120 s. V průběhu
experimentu dýzou protékala voda o konstantním průtoku 3 kg∙s-1. Atmosférický tlak v místnosti
byl naměřen 97 393,68 Pa. Průměrné hodnoty statického tlaku v absolutních hodnotách ve třech
odběrných místech shrnuje následující Tab. 1.
Tab. 1 Průměrné hodnoty statického tlaku v absolutních hodnotách v daných odběrných místech
Vzorkovací
frekvence [ms]
Čas snímání
[s]
0,5
Průměrný statický tlak v absolutních hodnotách
ve třech odběrných místech [Pa]
0,01 m
0,025 m
0,04 m
60
2 587,05
11 638,61
58 147,07
5
120
3 049,81
11 608,06
58 230,83
10
120
3 034,06
11 654,48
58 166,60
Při pozorování kavitační oblasti se oblast jevila jako nestabilní, v průběhu fyzikálního
experimentu měnila svoji velikost i tvar a okem bylo možné sledovat mírné periodické kmitání této
oblasti. Tvar a délka kavitační oblasti je na následujícím Obr. 4. Délka kavitační oblasti byla
změřena o délce cca 35 mm. Délku je nutné odhadnout pouhým pozorováním, kdy lze okem špatně
určit, kde se ještě pára nachází a kde již pozorujeme mírné odtrhy.
Obr. 4 Kavitační oblast za zúžením dýzy
5 MATEMATICKÝ MODEL PRO ŘEŠENÍ KAVITACE A OKRAJOVÉ
PODMÍNKY
Proudícím médiem v dýze byla tedy směs vody a páry. Schéma oblasti vychází zcela
z geometrie dýzy použité při fyzikálním experimentu, viz Obr. 5. Na vstupu do Lavalovy dýzy byla
nastavena průtoková podmínka „Mass Flow Inlet“ odpovídající průtoku vody 3 kg·s-1. Na výstupu
z trysky byla již pro směs definována tlaková podmínka „Pressure Outlet“ s tlakem 105 000 Pa.
Ostatní hranice byly definovány jako stěna „Wall“, viz Obr. 5.
- 34 -
Obr. 5 Nastavení okrajových podmínek na výpočetní geometrii dýzy
Úlohy byly v programu ANSYS Fluent 13.0 modelovány jako osově symetrické a řešeny jako
časově závislé. Protože lze proudění v dýze s Re = 75 000 považovat za turbulentní, byl pro
výpočty použit dvourovnicový turbulentní model k-ε RNG s dvouvrstvým modelem „Enhanced
Wall Treatment“, který se používá k modelování proudění u stěny a řeší oblast včetně viskózní
podvrstvy v souvislosti s jemností sítě směrem ke stěně. Kavitace byla kvůli jednotlivě
modelovaným fázím vody a páry řešena vícefázovým viskózním modelem směsi Mixture (viz
kap. 2). Fázemi byla voda a pára, přičemž je možné uvažovat i s příměsí vzduchu.
6 VÝSLEDKY A DISKUZE
6.1 Kavitace v dýze s plně smáčivou stěnou
Vyšetření proudění v dýze bylo provedeno kavitačním modelem Schnerr-Sauer a Singhal. Na
Obr. 6 je graf znázorňující průběh průměrného statického tlaku na stěně po délce dýzy spolu
s vyznačenými hodnotami statického tlaku naměřeného při fyzikálním experimentu v jednotlivých
odběrných místech.
Lze vidět, že každý model popisuje průběh tlaku v nejužším místě dýzy odlišně. V tomto
místě je hodnota tlaku nasycených par 2 368,7 Pa, poté u modelu Schnerr-Sauer tlak v nejužším
místě prudce stoupá. Model Singhal drží v nejužším místě dýzy hodnotu statického tlaku
na hodnotě tlaku nasycených par déle a průběh statického tlaku má vyhlazený charakter. Tlak
na vstupu a výstupu z dýzy je u obou modelů na stejné hodnotě, pro vstup je to cca 162 000 Pa,
na výstupu 105 000 Pa.
Obr. 6 Průběh průměrného statického tlaku na stěně v dýze u modelů Schnerr-Sauer a Singhal
spolu s vyznačenými hodnotami statického tlaku naměřeného při fyzikálním experimentu
Z Obr. 6 vyplývá, že se hodnoty statického tlaku z výpočtu s kavitačním modelem Singhal
více shodují s hodnotami tlaků z fyzikálního experimentu ve všech odběrných místech.
V konturách rychlosti (Obr. 7) lze vidět, že na vstupu do zúženého místa dýzy je rychlost
proudící kapaliny nejvyšší a po délce dýzy se snižuje. Tomu odpovídá průběh tlaku, kdy
- 35 -
v nejužším místě je tlak nejnižší a s postupným rozšiřováním dýzy se pomalu zvyšuje. Kapalina
zde proudí opačným směrem a dochází tu k zavíření, které je charakterizováno zápornou hodnotou
rychlosti.
Obr. 7 Kontury průměrné axiální rychlosti [m∙s-1]
Důsledkem toho, že v nejužším místě dýzy tlak klesl na hodnotu tlaku nasycených par, je
pozorovatelný vznik kavitace v tomto místě, viz kontury objemového zlomku páry na Obr. 8 a graf
s délkou kavitační oblasti na Obr. 9. Oba modely počítají kavitaci jiným způsobem, tj. jsou rozdílné
ve vyjádření generace páry a kondenzace. Zatímco u modelu Schnerr-Sauer byla kavitační oblast
nestálá a pulzovala v daných intervalech, kavitační oblast u modelu Singhal pulzovala jen velmi
nepatrně a spíše neměnila svůj tvar ani délku. Také množství páry je pro oba modely odlišné, viz
Obr. 8, u modelu Schnerr-Sauer se maximum páry pohybovalo mírně přes 0,6 objemového zlomku,
kdežto u modelu Singhal bylo maximum páry v 0,9 objemového zlomku.
Obr. 8 Kontury průměrného objemového zlomku páry v dýze pro modely Schnerr-Sauer a Singhal
- 36 -
Obr. 9 Porovnání délky kavitační oblasti pro modely Schnerr-Sauer a Singhal
Z obrázků je patrné, že model Singhal délku kavitace silně podhodnocuje, ovšem objemový
zlomek páry je vyšší. Z obr. 9 lze vyčíst jak průměrnou délku kavitační oblasti, tak i hodnotu
objemového zlomku páry.
Kavitační oblast byla testována i na 3D modelu Lavalovy dýzy. Pro numerický výpočet byl
použit kavitační model Schnerr-Sauer a vstupní podmínky byly nastaveny stejně jako u 2D
výpočtů. Tento 3D výpočet a jeho výsledky odhalily, že kavitační oblast není po obvodu zcela
symetrická a její délka tedy nejde jednoduše určit. Tento jev bylo možné pozorovat i u
experimentu, kdy z různých pohledů vypadala kavitační oblast různě dlouhá.
6.2 Kavitace v dýze při částečné smáčivosti stěn
Pro vyšetření proudění vody a vzniku kavitační oblasti v dýze s částečně smáčivou stěnou byl
použit kavitační model Schnerr-Sauer. Okrajové podmínky na vstupu a výstupu zůstaly stejné jako
v předchozím zkoumání.
Tlakový spád se s různou hodnotou adhezního součinitele mění. Čím nižší je hodnota
součinitele k, tím nižší je i tlakový spád podél dýzy. Hodnoty tlakového spádu na dýze s různě
smáčivou stěnou shrnuje Tab. 2.
Tab. 2 Tlakový spád na dýze při různé smáčivosti stěn
Různá smáčivost
stěn
Tlakový spád [Pa]
Adhezní součinitel [Pa∙s∙m-1]
2
5
15
52 462,48
53 776,14
54 448,77
No slip
No slip
experiment
56 858,94
59 515,5
Bylo zjištěno, že délka kavitační oblasti se mění s různou mírou smáčivosti stěny dýzy, viz
graf na Obr. 10 a kontury objemového zlomku páry na Obr. 11. Pro nižší hodnoty adhezního
součinitele k, a tedy pro méně smáčivé povrchy, se délka kavitační oblasti prodlužuje. V grafu na
Obr. 10 jsou srovnány délky kavitační oblasti pro různě smáčivé stěny, přičemž kavitační oblast
pozorovatelná okem je dlouhá po předěl mezi tmavou a světlou barvou sloupce v grafu. Pokud
- 37 -
půjdeme v sloupci grafu výše do světlé barvy, zde se nacházejí tzv. odtrhy páry o minimální
hodnotě objemového zlomku páry.
Obr. 10 Délka kavitační oblasti v dýze při různě smáčivé stěně
Obr. 11 Kavitační oblast u různých povrchů stěny dýzy – částečně smáčivé stěny s k = 2, 5
a 15 Pa∙s∙m-1, plně smáčivá stěna s podmínkou „no slip“
Maximum objemového zlomku páry se pohybuje od 0,6 do 0,7 a platí, že čím je stěna méně
smáčivá a tedy čím menší je adhezní součinitel k, tím je objemový zlomek páry vyšší. Při částečné
smáčivosti stěny tedy páry nevzniká o mnoho více, pouze se proudem kapaliny roznese více do
délky a tím se zvětšuje délka kavitační oblasti.
Na následujícím Obr. 12 jsou srovnány rychlostní profily v příčném řezu v blízkosti vstupu do
dýzy. Na smáčivé stěně (podmínka „no slip“) je rychlost kapaliny na stěně nulová. Na částečně
smáčivé stěně není rychlost nulová, což odpovídá okrajové podmínce. Maximum rychlosti v ose
dýzy nepřevyšuje maximální rychlost pro smáčivou stěnu. Pro nesmáčivou stěnu je rychlost
konstantní v celém průřezu.
- 38 -
Obr. 12 Srovnání rychlostních profilů pro různě smáčivé stěny před zúžením dýzy
Hodnoty průměrné axiální rychlosti v blízkosti stěny přímo v kavitační oblasti, tj. v nejužším
místě dýzy, jsou v grafu na Obr. 13. Lze si povšimnout trendu, že se snižující se hodnotou
adhezního součinitele k rychlost kapaliny vzrůstá, což odpovídá teorii o částečné smáčivosti stěn.
Záporná rychlost v nejužším místě dýzy je způsobena sekundárním zavířením kapaliny.
Obr. 13 Velikost axiálních rychlostí v blízkosti stěny v nejužším místě dýzy
při různé smáčivosti stěn
- 39 -
Graf na Obr. 14 znázorňuje průběh smykového napětí na stěně v oblasti zúžení dýzy. Rozdíl
v hodnotách smykového napětí na smáčivé a částečně smáčivé stěně je zřetelně vidět v nejužším
místě dýzy. Hodnoty smykového napětí na smáčivé stěně jsou nejvyšší a se zmenšující se
smáčivostí stěny (se snižujícím se adhezním součinitelem) klesají.
Obr. 14 Smykové napětí na stěně v zúžení dýzy při různé smáčivosti stěn
7 ZÁVĚR
Cílem práce bylo vyšetřit kavitační jev vznikající za určitých podmínek v zúžení Lavalovy
dýzy. Byl proveden fyzikální experiment, kdy byly naměřeny hodnoty statického tlaku v odběrných
místech dýzy. Výsledky z experimentu byly srovnány s výsledky z numerických výpočtů kavitace
pomocí dvou kavitačních modelů. Bylo zjištěno, že kavitační model Singhal se s hodnotami
statického tlaku v dýze více přibližuje experimentu, zatímco kavitační model Schnerr-Sauer lépe
popisuje délku, velikost a tvar kavitační oblasti.
V dalším zkoumání bylo využito teorie částečné smáčivosti povrchů obtékaných kapalinou při
numerickém modelování. Podmínka částečné smáčivosti byla do výpočtů definována pomocí UDF
funkce, kde byla měněna hodnota adhezního součinitele. Zkoumal se vliv částečné smáčivosti této
stěny na velikost a chování kavitační oblasti v Lavalově dýze. Bylo potvrzeno, že délka kavitační
oblasti se snižující se hodnotou adhezního součinitele roste a také se mírně zvyšuje objemový
zlomek páry. Rychlostní profil se také mění, na částečně smáčivé stěně již není axiální rychlost
nulová, což odpovídá okrajové podmínce částečné smáčivosti. Průběhy střední axiální rychlosti
vykazují trend, kdy se snižující se hodnotou adhezního součinitele k rychlost kapaliny vzrůstá.
Průběh smykového napětí na stěně je opačný, na smáčivé stěně jsou hodnoty napětí nejvyšší a se
zmenšující se smáčivostí stěny (se snižujícím se adhezním součinitelem) klesají.
LITERATURA
[1]
BRENNEN, C. E. Fundamentals of Multiphase Flow. 1st Edition. USA : Cambridge
University Press, 2005. 345 p. ISBN-13 978-0-521-84804-6.
[2]
ANSYS FLUENT INC. Fluent 13.0, Help - User’s guide. Fluent Inc. 2010.
[3]
ANSYS FLUENT INC. Fluent 13.0, Help - Theory guide. Fluent Inc. 2010.
- 40 -
[4]
BÍLÝ, D., KOZUBKOVÁ, M. Dynamics behaviour of the cavitation field. Journal of
Applied Science in the Thermodynamics and Fluid Mechanics. 2011, vol. 9, no. 2, p. 1-8.
[5]
KOZUBKOVÁ, M. Mathematical Models of Cavitation and Hydraulic Shock. 2009,
Ostrava : VŠB-TUO.
[6]
POCHYLÝ, F., FIALOVÁ, S., HABÁN, V., RINKA, L. The Wettability of the Liquid-Solid
Interface. In FIV2008 – FLOW-INDUCED VIBRATION, 9th International Conference on
FIV, 30. 6. – 3. 7. 2008, Praha. ČR : Institute of Thermomechanics, AS CR, 2008, p. 47–52,
ISBN 80-87012-12-7.
[7]
POCHÝLÝ, F., FIALOVÁ, S., KOZUBKOVÁ, M., ZAVADIL, L. Assessment of
cavitation creation depending on the surface wettability. 25th IAHR Symposium on
Hydraulic Machinery and Systems, 2010, vol. 12, no. 1, p. 1-9.
[8]
ZAVADIL, L., DRÁBKOVÁ, S., KOZUBKOVÁ, M., FRODLOVÁ, B. The Influence of
the Partial Surface Wetting on the Flow Field in a Pipe with Circular Cross-section. In
Transactions of the VŠB – Technical University of Ostrava, Mechanical Series, 1st
Edition. Ostrava : VŠB – TU Ostrava, 2011, vol. 57, no. 1, p. 267-274. ISSN 1804-0993.
[9]
FRODLOVÁ, B., RUDOLF, P., ZAVADIL, L., KOZUBKOVÁ, M., RAUTOVÁ, J. Vliv
částečné smáčivosti na proudění a kavitační oblast v Lavalově dýze. In Sborník konference
ANSYS 2011, 19. – 21. 10. 2011, Praha, 1. vyd. Praha : TechSoft Engineering, spol. s r.o.,
2011. ISBN 978-80-905040-0-4.
- 41 -
- 42 -
ODVALOVACÍ TURBÍNA SETUR– TEORETICKÝ ROZBOR
Jiří FALTA*, František MARŠÍK**
Abstrakt
SETUR je poměrně nový typ turbíny, jejíž hlavní výhoda spočívá ve schopnosti operovat na
malých spádech, aniž by došlo k významnému poklesu účinnosti. Přestože je její tvar velmi
jednoduchý, přímočaré vysvětlení jejího principu pomocí analogie s klasickými turbínami se
nenabízí. Tento článek pojednává o dvou přístupech k osvětlení takzvaného odvalovacího principu.
První je založen na přibližném řešení rovnic proudění a druhý vychází z teorie hydrodynamické
stability.
1 ÚVOD
Silové působení mezi tekutinou a obtékaným tělesem se obvykle formuluje na základě
cirkulace rychlosti, jako tomu je například při řešení dynamického vztlaku na křídle. Nicméně v
n2kter7ch případech nemusí být zřejmé, jak dochází ke generování této cirkulace a s ní spojené síly
konající práci. Taková situace nastáváje i v případě tzv. odvalovací turbíny, jejíž schéma je na
obrázku 1.
Tekutina pohánějící turbínu proudí mezi válcovitým rotorem o poloměru R1 ( z ) a válcovitým
statorem o poloměru R2 ( z ) . Rotor je upevněn tak, aby se mohl volně odvalovat po stěně statoru.
Jeho osa je obvylke upevněna bodově a při odvalování koná precesní pohyb.
V okamžiku, kdy se tekutina dá do pohybu anulární štěrbinou mezi rotorem a statorem,
nemusí zároveň nastat odvalování. Rotor se na počátku nachází v labilní poloze a teprve malý
impuls, který ho z této polohy vychýlí, iniciuje odvalování. Smysl rotace záleží pouze na tomto
úvodním impulsu.
Vznik objemových sil v proudovém poli v = (vr , v , vz ) dobře popisuje Croccova věta [1].
Tangenciální složka síly v cylindrických souřadnicích (r ,  , z ) ná následující tvar
 2 v
hc
p v2
1 s
h
=
u

   je celková
T


(
v

w
)


v
w

f
kde

r z

c
 2
r
r 
r 2
entalpie materiálového bodu tekutiny. Jak je vidět z výše uvedeného vztahu, pro vznik tangenciální
složky síly potřebujeme v naší úloze nenulovou axiální složku vířivosti wz =
(rv )
rr

vr
.
r
Výše uvedené chování turbíny před počátkem odvalování naznačuje, že by pro vysvětlení
vzniku vířivosti mohla být využita teorie hydrodynamické stability.
*
**
Mgr., Ústav termomechaniky AV ČR, Dolejškova 1402/5, Praha 8, tel. (+420)776736423, e-mail [email protected]
prof. Ing. DrSc., Ústav termomechaniky AV ČR, Dolejškova 1402/5, Praha 8, tel. (+420) 266 053 322, e-mail
[email protected]
- 43 -
Obr. 1. Schéma turbíny s válcovým statorem a kuželovým rotorem
Úloha na stabilitu, kterou se chystáme řešit, připomíná Couettovo proudění mezi koaxiálními
válci. Proudové pole pro úlohu, kde vnitřní válec o poloměru R1 rotuje úhlovou rychlostí 1 a
vnější válec o poloměru
  rR 2  R 2  
R2 je nehybný má tvar v =  0, 1 1  22  1,0  . Teorie
 
 R2  R1  r
2
  R 2 2 
linearizované stability nám dá kritické Taylorovo číslo Ta = 4 1 1 2  = 3.3 10 4.  2 R2
  (1   ) 
[2]. Přestože v tomto případě je nenulová axiální složka vířivosti, tangenciální objemové síly se
neobjeví z důvodu nulové radiální složky rychlosti. Tento fakt podtrhuje důležitost divergentního
tvaru štěrbiny mezi rotorem a statorem, který zajistí nenulovost radiální složky rychlosti.
Nyní přejdeme k matematickému popisu turbíny a dvěma přístupům k jejímu principu.
2 PŘÍSTUP VYUŽÍVAJÍCÍ PŘIBLIŽNÉ ŘEŠENÍ ROVNIC PROUDĚNÍ
V tomto oddílu budeme popisovat odvalovací turbínu pracující jako pumpa. Výhodou tohoto
přístupu je, že není nutné řešit problémy spojené s počáteční nestabilitou rotoru vzhledem ke směru
jeho otáčení. Když roztočíme rotor umístěný v symetrické, koaxiální poloze, rotor se vychýlí ke
stěně statoru, začne se po ní odvalovat a pumpuje tekutinu. Nyní se pokusíme problém popsat
- 44 -
matematicky. Budeme uvažovat vztažnou soustavu rotující úhlovou rychlostí  spolu s odvaly a
tím problém s pohyblivou hranicí výpočetní oblasti převedeme na problém s fixovanou oblastí.
Tato transformace se ve formulaci úlohy projeví změnou okrajových podmínek pro rychlosti a
členy vyjadřující Corriolisovu a odstředivou sílu v pohybových rovnicích. Stator popíšeme funkcí
r = R2 ( z ) a rotor funkcí r = R1 ( z )   ( , z ) . Uvedená funkce  reprezentuje excentricitu rotoru.
V
dalším
kroku
převedeme
anulární
oblast
mezi
rotorem
a
statorem
~
[ R1 ( z)   ( , z), R2 ( z)] [0,2 )  [0, L] na bezrozměrnou oblast [1,1]  [0,2 )  [0, L ] s
novými proměnými
( y,  , x) . Zároveň trasformujeme složky rychlosti do těchto nových
proměných a označíme je (v y , v , vx ) . Charakteristickou rychlostí je zvolena rychlost bodu dotyku
při odvalování R2 (0) a charakteristickou délkou rozdíl poloměrů statoru a rotoru na vstupu
R2 (0)  R1 (0) .Nová proměnná y je svázána s radiální proměnnou r vztahem
r=
R2 ( z )  R1 ( z )   ( , z )
R ( z )  R1 ( z )   ( , z )
y 2
,
2
2
kde y  1 odpovídá stěně rotoru, y  0 středu štěrbiny mezi statorem a rotorem a y  1 stěně
statoru. Tento postup nám umožnil zahrnout tvarové vlastnosti výpočetní oblasti do pohybových
rovnic a tím usnadnit odhad jejich vlivu na jejich řešení. Důležitou funkcí popisující tvarové
charakteristiky oblasti je bezrozměrná šířka štěrbiny
B( z ,  ) =
R2 ( z )  R1 ( z )   ( , z )
.
R2 (0)  R1 (0)   (0,0)
Pro další zjednodušení rovnic budeme předpokládat, že pro všechna  , z je štěrina velmi úzká
B( , z )
 1 ). Na stěnách
z
předpokládáme “no-slip“ podmínku. Protože vztažná soustava rotuje úhlovou rychlostí  a
( | R2 ( z )  R1 ( z )   ( , z ) | 1) a rozšiřuje se pozvolna (
štěrbina je úzká ve srovnání s poloměrem statoru, můžeme v prvním řádu předpokládat, že
rychlosti na stěnách rotoru a statoru jsou shodné a platí v(1,  , z) = (0,1,0) (v nových
bezrozměrných proměnných). Srovnáme-li řády jednotlivých členů pohybových rovnic, dostaneme
v prvním řádu soustavu
v y
y

v


vx
= 0, (1)
x
P
= 0, (2)
y

v
v 
 2v
B 2
B
3 P


v


v
v

B
=

x 
x 

x
 y 2

y
(3)
 vx
vx
vx 
 2vx
B
B 2
3 P
B v y
 v
 vx

vx v  
vx  B
=

x 

x
x y 2
 y
(4)
B v y
kde jsme označili  =
 v
v

 vx
( R2  R1 ) 2 
a P = p .
4
Další výpočty si navíc zjednodušíme omezením problému předpoklady, že šířka štěrbiny v
 2 B( , z )
 2 B( , z )
 0 a nezávisle na natočení rotoru
= 0.
axiálním směru se mění lineárně
z
z 2
- 45 -
Označíme axiální změnu šířky štěrbiny  =
B( , z )
a rovnice budeme přibližně řešit rozvojem
z
řešení do řady
v( x, y,  ) = v0 ( y,  )   (v10 ( y,  )  v11( y,  ) x  ...)  ....
Vzniklou soustavu obyčejných diferenciálních rovnic řešíme dalším rozvojem v parametru 
podobně, jako to provedl Daniels [4]. Výsledkem je soustava lineárních obyčejných diferenciálních
rovnic.
Další výpočet provedeme pro štěrbinu popsanou funkcí
1
B( z,  ) = [1  cos( )]  z.
2
Tato situace odpovídá např. konfiguraci zobrazené na obrázku 1, tj. kuželovému rotoru a
válcovému statoru.
Vyřešením soustaby pro takto zadanou funkci B dostaneme vztah mezi průtočným množstvím
Q, parametry turbíny a rychlostí odvalování
Q
2 
( R2  R1 ) 2 R23 2 .
57 
Výsledek kvalitativně odpovídá pozrorované skutečnosti, že směr toku nezávisí na směru
otáčení a tekutina je hnána z širší do uzší části štěrbiny, nicméně experiment pro kvantitativní
potvrzení se teprve chystá.
3 ODVALOVACÍ PRINCIP Z HLEDISKA HYDRODYNAMICKÉ STABILITY
Jak je známo z teorie, viz třeba výše zmíněnou Croccovu větu, má-li vzniknout síla působící
na rotor, je nutné, aby v okolí rotoru byla nenulová rotace rychlosti, podobně jako tomu je u
leteckého profilu. K osvětlení důvodu, jak a proč v případě odvalovací turbíny taková cirkulace
rychlosti vzniká, použijeme teorii hydrodynamické stability. Tento přístup se skládá ze dvou kroků.
První spočívá v určení proudového pole v případě ustáleného proudění ve měru osy z a v druhém
kroku budeme řešit stabilitu tohoto proudu.
Aby bylo možné tento problém alespoň přibližně vyřešit, budeme předpokládat, že rotor i
stator jsou souosé a že tangenciální složka rychlosti je nulová v  0 . Za těchto předpokladů se
rovnice (1-4) redukují na soustavu
v x
= 0,
x
P
= 0,
y

(5)
(6)
B 2
P  2 v x
vx  B3
=
x
x
y 2
(7)
Z rovnic vydíme, že rychlostní profily jsou soběpodobné a odpovídají rychlostním profilům pro
Jeffryovo-Hammelovo proudění [3]. Velikost rychlosti je nepřímo úměrná šířce mezikruží mezi
rotorem a statorem. Na obrázku 2 jsou zobrazeny rychlostní profily pro vybrané hodnoty  .
- 46 -
Obr. 1 Výchozí ustálené proudění v anulární oblasti pro různé hodnoty  . Plná čára je pro
  0 , přerušovaná pro divergentní štěrbinu   10 a čerchovaná pro konvergentní   10
V druhém kroku budeme řešit stabilitu nevazkého proudění ve válcových souřadnicích pro
výše uvedené rychlostní profily. Budeme předpokládat, že poruchy můžeme vyjádřit ve tvaru
postupné harmonické vlny a že jejich amplitudy jsou dostatečně, malé, abychom mohli zanedbat
nelineární členy v rovnicích stability. Výsledná soustava rovnic pro poruchy je lineární a
hommogenní, což vede na podmínku, že řešení existuje pouze v případě, že determinant matice
soustavy je nulový. Tento determinant lze fyzikálně interpretovat jako disperzní relaci pro
frekvenci a vlnovou délku poruchy. Pro vznik axiální složky vířivosti, kterou potřebujeme pro
vznik vhodně orientované síly na rotor, jsou důležité jen určité vlnové délky, což můžeme využít k
dalšímu zjednodušení disperzní relace. Budeme očekávat, že vlnová délka ve směru osy z je
mnohem delší než její radiální složka, kterou očekáváme srovnatelnou s mezerou mezi rotorem a
statorem. Tangenciální složku vlnové délky budeme očekávat srovnatelnou s obvodem statoru. Po
provedení těchto zjednodušení získáme přibližnou hodnotu frekvence poruchy relevantní pro vznik
výřivosti a tím i odvalování.
2



v 

 vz vz  ( R2 ( z )  r ) z .
 = 
r 

 R2 (0)  R1 (0) 
2
Předpokládali jsme, že frekvence vlny je reálná (pro neutrální poruchu), a proto taková
porucha může existovat poze pro  2 kladná. Tvar této funkce je zobrazen na Obr. 2a. V
případě   0 se v souladu s pozorováním žádná nestabilita neobjevuje (tečkovaná čára na Obr.3).
V případě  > 0 nastává nestabilita proudění v oblasti (rcrit , R2 )  (0,2 )  (0, L) . Důsledkem této
nestability je vznik rotace tekutiny v anulární oblasti. Úhlová rychlost této rotace je zhruba rovna
R2 (0)  R1
 . Díky nenulové radiální
R1
složce rychlosti a vzniklé vířivosti v axiálním směru působí na rotor objemová síla f = vr wz ,
úhlové rychlosti rotace osy rotoru  2  12 , kde 1 =
jak bylo uvedeno v úvodu.
Odvozenení těchto vztahů je podrobněji provedeno v [5].
- 47 -
Obr. 3 Vznik nestabilit můžeme očekávat v oblasti, kde  2  0
4 ZÁVĚR
Popsaný princip vytváří nové možnosti konstrukce turbín a pump. Jeho výhodou je velmi
jednoduchá výroba, robustnost a schopnost pracovat na nízkých spádech bez významného poklesu
účinnosti. Naší snahou je za pomoci teoretických a experimentálních metod dosáhnout zvýšení
účinnosti, která se dnes pohybuje mezi 50 a 60 %. V současné době si klademe za cíl dostatečně
přesně popsat a experimentálně ověřit závislost účinnosti turbíny na parametrech turbíny jako jsou
úhel divergence štěrbiny mezi rotorem a statorem nebo její křivost.
PODĚKOVÁNÍ
Za podporu děkujeme grantu Czech Science Foundation No. 201/10/0357.
LITERATURA
[1] BATCHELOR, G. K. An Introduction to Fluid Dynamics. Cambridge University Press, 1967
[2] MARŠÍK, F. Mechanika kontinua, Academia Praha, 1999
[3] SCHLICHTING H., GERSTEN K. Boundary layer theory, Springer Verlag, 2000
[4] DANIELS P.G., EAGLES P.M. Slender channel theory in flow between two cylinders, Journal
of Engineering Mathematics 1,7 1983
[5]MARŠIK F., FALTA J., SEDLÁČEK M., Theoretical analysis and experimental verification of
the rolling fluid turbine’s performation, proceedings ke konferenci HEFAT 2010
- 48 -
VYUŽITÍ REGULAČNÍCH SCHOPNOSTÍ CHLADÍCÍCH ČERPADEL
1400-BQDV-1810-36 PRO OPTIMALIZACI PROVOZU STUDENÉHO KONCE
TURBINY V NZ ELE
Zdeněk VLČEK*, Michal KOLOVRATNÍK**
Anotace
Prezentace je zaměřena na ukázku výsledků studie možnosti využití regulačních schopnosti
chladících čerpadel 1400-BQDV-1810-36 pro optimalizaci provozu bloku NZ ELE 660 MW.
Cílem této aplikace nebyla optimalizace jednotlivých komponent nového energetického zdroje
např. turbíny, kondenzátorů, chladicí věž, atd.. Optimalizován je pouze provoz komponent již dříve
navržených, jejichž provozní chování je popsáno tepelnými schématy, charakteristikami,
korekčními křivkami a dalšími údaji, které sestavili projektanti, resp. výrobci jednotlivých zařízení.
Zařízení je navrženo optimálně pro jmenovitý bod.
Cílem této studie bylo posoudit a pokud možno nalézt potenciál pro zvýšení účinnosti
nadkritického bloku nového zdroje elektrárny Ledvice 660 MW. Zkoumanou oblastí byl provoz
studeného konce oběhu, tedy vazby mezi NT díly turbíny, kondenzací a chladicím okruhem blokuji
provozu bloku v nejmenovitých podmínkách (Snížený výkon, vliv klimatických podmínek.).
Modelovými výpočty byla variantně testována následující oblast provozních parametrů:
 Změna průtoku chladicí vody v rozsahu 13500 až 16500 kg/sec,
 teplota chladicí vody do kondenzátoru 15 až 28 °C,
 výkon bloku 70 až 100%.
Získané výsledky, které jsou dokumentovány základními daty v příslušných tabulkách,
ukazují, že ve zkoumaném rozsahu parametrů lze nalézt oblasti, kdy je výhodnější provozovat
chladicí okruh s vyšším průtokem a šetřit tak na vlastní spotřebě, především snížením příkonu
chladicích čerpadel. Zároveň existuje i oblast, kdy je vhodnější průtok chladicím okruhem zvyšovat
a celkový zisk pak představuje nárůst výkonu bloku převyšující zvýšení spotřeby oběhových
čerpadel.
Uvedený zisk ve zkoumaném rozsahu parametrů představuje cca 0,1 % nominálního výkonu
bloku, tj. 600 kW. Vlastní potenciál pro zvýšení účinnosti bloku však touto hodnotou není
limitován, neboť je pravděpodobné, že při provozech mimo tuto oblast by bylo možné účinnost
ještě zvýšit.
Jednoznačně je však možné konstatovat, že dosud běžně používaný způsob provozu
chladicího okruhu s konstantním průtokem chladicí vody při prakticky všech provozních režimech
bude výhodnější nahradit provozem s průtokem chladicí vody řízeným. Přitom lze s výhodou
využít navržená chladicí čerpadla s kvalitativní regulací natáčením lopatek. Také lze konstatovat,
že tento možný potenciál lze využít nejen pro nový blok 660 MW v ELE, ale s obdobným ziskem
by bylo možno ho využít pro všechny klasické i jaderné elektrárny ČEZ.
Pozn: Prezentace je uvedena v elektronické podobě sborníku na CD.
*
Ing., ÚJV Řež, a.s., Divize Energoprojekt Praha, Vyskočilova 3/741, Praha 4, tel. (+420) 24 100 6200, e-mail
[email protected]
**
doc., CSc., Ing., Ústav energetiky, Fakulta strojní, ČVUT, Technická 4, Praha 6, tel. (+420) 22 435 2540, e-mail
[email protected]
- 49 -
- 50 -
STANOVENÍ DYNAMICKÝCH SILOVÝCH ÚČINKŮ PŘENÁŠENÝCH
CHLADIVEM NA VČR REAKTORU VVER1000
Jiří JENÍK*
Abstrakt
Předmětem tohoto příspěvku je stanovení dynamických silových účinků působících při
provozním režimu na vnitřní části reaktoru (VČR) v tlakové nádobě reaktoru (TNR). Výpočtový
model zohledňuje statické síly působící v důsledku teplotních roztažností, včetně sil působících
mezi dělicím prstencem a šachtou, dále pak statické síly od všech VČR a síly vyvozené palivovými
soubory. Chladivo působí na VČR statickými účinky proudu chladiva a dále pak dynamickými
účinky od hlavních cirkulačních čerpadel na vstupu chladiva do reaktoru.
1 MODEL
Pro stanovení dynamických silových účinků působících při provozním režimu na VČR v TNR
VVER 1000 bylo nutné nejprve sestavit vlastní model. Pro byl na základě dostupné výkresové
dokumentace tohoto reaktoru vytvořen v prostředí ABAQUS/CAE kompletní v četně VČR.
Software ABAQUS je platforma řešící silně nelineární úlohy pomocí metody konečných prvků a to
jak z oblasti pevnosti a mechaniky tak i z oblasti termomechaniky a částečně i hydromechaniky.
Obr. 1 Model reaktoru s uvažovanými VČR pro dynamickou analýzu.
*
Ing., Ph.D., Škoda JS a.s., Orlík 266, Plzeň, tel. (+420) 378 042 826, e-mail [email protected]
- 51 -
1.1. Materiálové parametry
V modelu byly uvažovány teplotně závislé vlastnosti materiálů. Jedná se o vlastnosti
základního materiálu TNR 15CH2NMFA, austenitické oceli 08CH18N10T, ze které jsou vyrobeny
VČR a materiál šroubů hlavního přírubového spoje 38CHN3MFA. Chladivo bylo konzervativně
nahrazeno silně elastickým materiálem s velmi nízkou hodnotou modulu pružnosti.
1.2. Vazby a kontakty
Vazby představující pevné spojení byly využity v modelu v místech svarů a to jak v rámci
jedné komponenty, tak i ke spojení komponent mezi sebou. Mezi jednotlivými VČR a mezi VČR a
TNR byl uvažován kontakt.
1.3. Okrajové podmínky a zatížení teplotní analýzy
Teplotní pole bylo výsledkem řešení stacionární teplotní úlohy se zadanými okrajovými
podmínkami 3. druhu. Zatížení v teplotní úloze, v oblasti aktivní zóny, představoval radiační
objemový vývin tepla ve stěně šachty se sinový průběhem rozložení vývinu tepla. Toto zatížení
bylo realizováno pouze v oblasti po výšce, vymezené palivovým sloupcem, v proutku palivového
souboru.
1.4. Okrajové podmínky a zatížení statické
Tyto okrajové podmínky modelují uložení TNR i uložení šachty, bloku ochranných trub a
aktivní zóny v TNR. Okrajová podmínka pro pevnostní výpočet byla definována na vnějším
prstenci TNR a reprezentovala její uložení. Ve výpočtu tato podmínka představovala nulové
posuvy ve vertikálním směru Y na ploše vyznačené na Obr. 1. Na téže ploše byly také definovány
nulové posuvy v horizontálních směrech X a Z, vždy tak, aby nebylo zabráněno teplotním
dilatacím. Dále byly na modelu definované okrajové podmínky zohledňující statické síly od všech
VČR, síly vyvozené palivovými soubory a statické silové účinky proudu chladiva. Tyto okrajové
podmínky byly totožné pro všechny výpočtové stavy. Do pevnostního výpočtu vstupovaly také
teplotní okrajové podmínky v podobě předdefinovaných teplotních polí, která byla načtena
z teplotních výpočtů. Dále bylo uvažováno gravitační zrychlení a v neposlední řadě výpočtové
analýzy zahrnovaly předepnutí šroubů hlavního přírubového spoje.
Obr. 1 Okrajová podmínka statických tlakových účinků (vlevo), uložení TNR - nulové
posuvy na jejím vnějším prstenci (vpravo).
- 52 -
1.5. Okrajové podmínky a zatížení dynamické
Do dynamického výpočtu vstupovala zatížená sestava reaktoru ve zdeformované konfiguraci,
jakožto výsledek předchozí teplotní a statické analýzy. Okrajové podmínky oproti statické úloze
zůstaly nezměněny. Navíc byla přidána okrajová podmínka pulzujícího chladiva na vstupu do
TNR. Frekvence pro jednotlivé potrubní větve hlavních cirkulačních čerpadel se lišily dle podkladů
poskytnuté zadavatelem. Příklad okrajové podmínky pulzujícího tlaku je uveden na Následujícím
obrázku Obr. 2.
Obr. 2 Okrajová podmínka reprezentující tlakové pulzace chladiva na vstupu do reaktoru.
2 VÝSLEDKY DYNAMICKÉ ANALÝZY
Analýza byla provedena pro nominální režim, kde v prvním kroku byl model zatížen
teplotním polem společně se statickými silovými účinky. V následujícím kroku byly zavedeny
okrajové podmínky reprezentující tlakové pulzace chladiva, viz Obr. 3.
Obr. 3 Odezva na okrajovou podmínku tlakové pulzace, na vstupu chladiva do reaktoru (vlevo),
Rozložení napětí v čase 2[s], v oblasti reprezentující chladivo (vpravo).
´
- 53 -
Z chladiva se napětí vygenerované tlakovými
pulzacemi bezprostředně přenáší na šachtu a
TNR, jak je patrno z následujících obrázků
konkrétně Obr. 4, Obr. 5, Obr. 6 a Obr. 7. Za
zmínku stojí Obr. 5, kde je dobře patrný vliv
opření šachty v oblasti dolních per na šestém
kroužku, který se projevuje jako lokální nárůst
napětí. Rovněž je zde dobře patrné zatížení
šachty v oblasti prvního kroužek, kde je
uložena na osazení v TNR. Jelikož se reaktor
nachází ve stavu nominálního režimu je
v důsledku teplotních dilatací již vytěsněna i
mezera mezi dělícím prstencem TNR a šachtou
v dolní úrovni druhého kroužku. V tomto místě
je realizován kontakt, a proto v této oblasti
pozorovat skokovou změnu napětí.
Na
ostatních VČR je rovněž dobře patrný vliv per,
která danou část reaktoru vymezuje vůči šachtě,
viz rozložení napětí v oblasti BOT a AZ, Obr. 6
a Obr. 7.
Obr. 4 Rozložení napětí, v čase 2[s], na TNR.
Obr. 5 Rozložení napětí, v čase 2[s], na šachtě
reaktoru.
Obr. 6 Rozložení napětí, v čase 2[s], na bloku
ochranných trub.
- 54 -
Obr. 7 Rozložení napětí, v čase 2[s], na plášti aktivní zóny.
3 ZÁVĚR
Na základě provedených výpočtů lze ocenit zatížení jednotlivých komponent reaktoru, pro
vybrané režimy, při konkrétních provozních podmínkách a to jak z hlediska statických tak i
dynamických účinků. Model byl sestaven tak, aby tyto jednotlivé účinky statické, dynamické a
teplotní šli od sebe oddělit a libovolně kombinovat, což je důležité z hlediska případného
vyhodnocení napjatostí, dle kategorizace napětí. Jelikož bylo nutné simulovat relativně delší
časový úsek s dostatečnou frekvencí ukládání výsledků, byl model v oblasti aktivní zóny na úrovni
palivových kazet výrazně zjednodušen. Toto zjednodušení bylo provedeno tak, aby neovlivnilo
chování přilehlých VČR.
Simulace prokázala určitý vliv pulzací chladiva na VČR a na TNR, které jsou generované
jednotlivými hlavními cirkulačními čerpadly. Tyto výsledky pak byly využity jako doplňující
podklady pro detailní zmapování chování reaktoru za provozu a během přechodových stavů.
LITERATURA
[1]
Macák P., Pechmannová E.: Metodika výpočtů provedených v rámci zpracování úprav PpBZ
– Díl 3. Ae 12682/Dok, Rev. 2, zpráva ŠKODA JS, 2009.
[2]
Manuál Abaqus 6.12 -3.
[3]
Macák P.: Statický model interakce tlakové nádoby, vnitřních částí a palivových souborů při
změně projektových hodnot průtoku, zpráva Ae 12447/Dok, Rev. 0, duben 2008, Rev. 1.
[4]
Hauerová H.: Šachta, Pevnostní výpočet, Ae 5732/Dok, Rev. 1, zpráva ŠKODA JS, září
1996.
[5]
Výkresová dokumentace šachty.
[6]
A. Prantl: Výpočtový model toroidní trubky. Analýza funkčnosti, Ae 12857/Dok, Rev. 0,
ŠKODA JS, březen 2009.
[7]
J. Šik: Stanovení teplotních dilatací šachty a TNR VVER 1000, Ae 7909/Dok, ŠKODA JS,
1992.
[8]
Protokol TE/1879/00. Měření mezi Š a rozdělovacím kroužkem TN po IHZ. 18. 5. 2000
[9]
Protokol TE/899/97. Upevnění Š v TN.
- 55 -
[10] O. Valtr, H. Hauerová: Hlavní přírubový spoj, Ae 8451/Dok, Rev. 1, zpráva Škoda JS,
listopad 1996.
[11] J. Gregor, E. Pechmannová, O. Valtr: Nátrubek KIP, Ae 8453/Dok, Rev. 0, zpráva Škoda JS,
prosinec 1995.
[12] J. Gregor, E. Pechmannová, O. Valtr: Hladká část tělesa se dnem, Ae 8381/Dok, Rev. 0,
zpráva Škoda JS, březen 1995.
[13] J. Gregor, E. Pechmannová, O. Valtr: Uzel oddělující vstupní a výstupní chladivo, Ae
8455/Dok, Rev. 0, zpráva Škoda JS, březen 1996.
[14] J. Gregor, E. Pechmannová, O. Valtr: Nátrubek SAOZ, Ae 8454/Dok, Rev. 0, zpráva Škoda
JS, listopad 1995.
[15] J. Gregor, E. Pechmannová, O. Valtr: Nátrubek D 850, Ae 8452/Dok, Rev. 0, zpráva Škoda
JS, červen 1995
[16] P. Macák, E. Pechmannová: Hodnocení čerpání životnosti TNR 1. a 2. bloku ETE.
Závěrečná zpráva. Ae 11371/Dok, Rev. 0, 2004
[17] Korpus jaderného reaktoru. Teplotní výpočet hlavního přírubového spoje, Ae 3555/Dok C
[18] Šik: Analýza teplotního pole v plášti aktivní zóny reaktoru VVER 1000, Ae 7111/Dok,
zpráva ŠKODA JS, 1989
[19] Výkresová dokumentace BOT
[20] Výkresová dokumentace AZ
[21] Výkresová dokumentace PK
[22] V. Zeman, Z. Hlaváč, L. Pečínka: Dynamická odezva komponent reaktoru VVER 1000/320
vyvolaná pulsacemi generovanými hlavními cirkulačními čerpadly, Výzkumná zpráva č.
52 120-02-07, Plzeň listopad 2007
- 56 -
ŘEŠENÍ PROJEKTU ČERPACÍCH STANIC CHOKKA RAO V INDII
Ladislav ŠTÉGNER*, Josef ZOUHAR**
Abstrakt
Příspěvek je zaměřen na hydraulické a konstrukční řešení čerpadel o jmenovitém příkonu
11÷13 MW pro čerpací stanice (ČS) Gangaram, Bhimganapuram, Salivagu a Dharmasagar, které
jsou součástí rozsáhlého zavlažovacího systému v Indii. Zabývá se průběhem realizace projektu od
modelových zkoušek, výrobní zajištění jednotlivých komponentů čerpadel až po montáž a uvedení
zařízení do provozu. Podrobněji je představeno konstrukční řešení čerpadel s délkou rotoru 25 m
pro ČS Gangaram a koncepce technologie výroby oběžných kol.
1 ÚVOD
Projekt čerpacích stanic Chokka Rao Godavari Lift Irrigation Scheme, Phase II a Phase III
v Indickém státě Andhra Pradesh je součástí jednoho z největších zavlažovacích projektů v historii
Indie. Tento projekt má za cíl vybudovat celkem 14 čerpacích stanic, přičemž po jeho celkovém
dokončení se předpokládá čerpat zavlažovací vodu z hlavního zdroje – řeky Godavari blízko
vesnice Gangaram – do oblasti Bommakur, která je od hlavního zdroje vzdálena přibližně 150 km,
celková dopravní výška činí přibližně 480 m a celkové množství čerpané vody je 1210 milionů litrů
za den.
Společnost ČKD Blansko Engineering, a.s. se na uvedeném projektu podílela na základě dvou
kontraktů uzavřených s indickou firmou Jyoti, Ltd. Kontrakt pro Phase II byl podepsán v roce 2006
a pro Phase III v roce 2010.
Součástí plnění výše uvedených kontraktů byly inženýrské služby, tzn. hydraulický návrh
čerpadel včetně CFD analýzy, modelové zkoušky, projekční výkresová dokumentace, kompletní
návrh čerpadel a výrobní výkresová dokumentace, supervize výroby komponentů vyráběných
v Indii, supervize montáže a uvádění do provozu a dodávky komponentů čerpadel v rozsahu:
oběžná kola, hřídele čerpadel, mechanické ucpávky hřídelů čerpadel, vodící ložiska rotoru čerpadel
a zubové spojky pro spojení rotorů čerpadel s motorem. Pro Phase III byla fyzicky dodána pouze
oběžná kola čerpadel.
Následující tabulka uvádí hlavní parametry čerpadel vyvinutých v ČKD Blansko
Engineering, a.s. pro čerpací stanice Phase II a Phase III:
Tab. 1
Počet
strojů
v ČS
Jmenovitý
příkon
[kW]
GANGARAM
BHIMGANAPURAM
SALIVAGU
DHARMASAGAR
2
2
2
2
10 850
9 850
10 550
11 350
GANGARAM
6
13 210
Název čerpací stanice
(ČS)
*
**
Dopravní výška /
délka výtlačného
potrubí [m]
Phase II
131 / 38 090
123 / 47 728
130 / 40 517
138 / 23 000
Phase III
149
Dopravní
množství
[m3s-1]
Jmenovité
otáčky
[min-1]
Průměr
oběžného
kola [mm]
7
7
7
7
500
500
500
500
Ø1912
Ø1875
Ø1907
Ø1945
8,27
500
Ø2013
Ing., ČKD Blansko Engineering, a.s., Čapkova 2357/5, Blansko, (+420) 515 554 534, [email protected]
Ing., ČKD Blansko Engineering, a.s., Čapkova 2357/5, Blansko, (+420) 515 554 520, [email protected]
- 57 -
2 HYDRAULICKÝ NÁVRH A MODELOVÉ ZKOUŠKY
Hydraulický návrh čerpadla je komplexní problém. Využití výpočetních metod simulace
proudění (CFD) činí tento návrh efektivnějším. Software CFD řeší přenos hybnosti a hmoty ve
výpočetní oblasti za pomocí soustavy rovnic (rovnice kontinuity, Reynoldsovy rovnice atd.). Díky
tomu je možné predikovat charakter proudění v oblasti nebo např. vliv jednotlivých komponentů na
celkovou účinnost čerpadla. Potenciál CFD nástrojů je obrovský a v dnešní době, kdy jsou kladeny
vysoké nároky na účinnost a životnost stroje, je využívání CFD nástrojů nezbytným předpokladem
konkurenceschopnosti.
V případě projektu Chokka Rao byl proveden hydraulický návrh pro všechny komponenty
čerpadla - pro savku, oběžné kolo i spirálu s difuzorem (Obr.1). Geometrický model každé části
byl proto vytvořen tak, aby bylo možné, po CFD analýze, jednoduše měnit její tvar pomocí daného
počtu parametrů. Změnou těchto parametrů a určitou kombinací jejich hodnot mohl být nalezen
optimální hydraulický tvar. Kromě parametrizace oběžné lopatky, jejíž geometrie byla vytvořena
pomocí in-house softwaru, byly veškeré části modelovány komerčními programy.
Obr. 1 Výpočetní oblast, detail oběžného kola
Obr. 2 Modelové měření čerpadla
Vlastní CFD analýza byla prováděna v softwaru Ansys CFX 12. Sací trouba na díle sestává z
kuželu, kolena a nástavce, pro potřeby CFD analýzy byla modelována pouze kuželovitá část.
Velice důležitý je kromě návrhu vlastního oběžného kola také návrh difuzoru čerpadla. V
tomto případě byly modifikovány především difuzorové lopatky. Tvar lopatek byl navržen tak, aby
difuzor zajistil dostatečnou uniformitu proudění ve spirále a přitom vykazoval co nejmenší
hydraulickou ztrátu. Pomocí softwaru Ansys CFX 12 byl nalezen optimální tvar průtočných částí.
Účinnostní a příkonová charakteristika čerpadla byla vytvořena s využitím jednofázové stacionární
(steady-state) analýzy s modelem turbulence k-epsilon. Současně s těmito výpočty bylo nutné
provést také dvoufázovou CFD analýzu s ohledem na výskyt kavitace zejména na vstupu do
oběžného kola. Použitím stacionárního dvoufázového CFD modelu voda-vodní pára bylo možné
vytvořit tzv. strhávací křivky. Neboť se snižováním tlaku kapaliny na vstupu do oběžného kola
současně dochází k nárůstu kavitace v oblasti. Jejím vlivem dojde v jednom okamžiku k
výraznému poklesu účinnosti k tzv. stržení. Strhávací křivky byly vytvořeny pro provozní bod a
pro maximální uvažovaný průtok.
Ověření výsledků CFD analýzy bylo provedeno měřením na modelu čerpadla v hydraulické
laboratoři ČKD Blansko Engineering, a.s. (Obr. 2).
Cílem měření bylo porovnat hlavní parametry čerpadla jako je příkon, průtok, dopravní výška
a účinnost s garantovanými hodnotami. Neméně důležitou částí hydraulických zkoušek bylo též
ověření chování čerpadla s ohledem na výskyt kavitace. Model čerpadla s oběžným kolem o
výstupním průměru 398.8mm byl plně homologický. Vizuální kontrolu proudění na vstupu do
oběžného kola umožňovala kuželová část sací trouby vyrobená z plexiskla. Zkoušky potvrdily
splnění všech garantovaných parametrů.
- 58 -
3 KONCEPCE A KONSTRUKČNÍ ŘEŠENÍ ČERPADEL
Koncepce soustrojí čerpadel je ukázána na Obr. 3 – ČS Gangaram a Obr. 4 – ČS
Bhimganapuram. Koncepce a dimenze rotoru čerpadel pro ČS Salivagu a Dharmasagar je shodná
s ČS Bhimganapuram.
Obr. 5 Detail řešení samotného čerpadla
Obr. 3 Soustrojí ČS Gangaram
Obr. 4 Soustrojí ČS Bhimganapuram
- 59 -
Konstrukční celek samotného čerpadla – viz Obr. 3 – se u čerpadel pro jednotlivé ČS liší
pouze průměrem oběžného kola, přičemž savky, dolní a horní víka a spirály jsou prakticky
identické jak z hlediska výkresové dokumentace, tak z hlediska hydraulického tvaru.
Z hydraulického hlediska se ve všech případech čerpadel uvedených v Tab.1 jedná o radiální
odstředivá čerpadla s ocelovou sací rourou a difuzorem se spirálou.
Koncepce a konstrukční řešení čerpadel bylo od počátku významně ovlivněno požadavkem
konečného zákazníka a provozovatele na umístění motorů čerpadel nad záplavovou úrovní v dané
lokalitě. To si vyžádalo navrhnout a zkonstruovat v případě čerpadel pro ČS Gangaram rotor o
délce 24 940 mm (měřeno od osy průtočného kanálu oběžného kola čerpadla po osu zubové spojky
mezi rotorem čerpadla a koncem hřídele motoru) a v případě ČS Bhimganapuram, Salivagu a
Dharmasagar rotor o délce 11 440 mm.
Nástavec a koleno savky jsou tvořeny ocelovým opancéřováním, plášť kužele savky je
proveden z nerezového materiálu. Dolní a horní víko čerpadla jsou provedeny jako odlitky
z uhlíkové oceli a jsou připojeny předepjatými šroubovými spoji přímo na difuzor čerpadla.
Difuzor čerpadla je rovněž proveden jako odlitek z uhlíkové oceli a jsou k němu přivařeny
segmenty spirály z ocelového plechu.
Vzhledem k tomu, že savka a spirála čerpadla jsou kompletně zabetonovány, provádí se
demontáž oběžného kola „horem“, dolní víko čerpadla je nedemontovatelné, konstrukčně je řešeno
tak, že lze demontovat dolní pevný labyrint oběžného kola. Oběžné kolo čerpadla z nerezového
materiálu je na hřídel čerpadla připojeno předepjatými šrouby, přičemž rozhodující část přenosu
kroutícího momentu je zajištěna pomocí tak zvaných „střižných pouzder“.
Na horním víku čerpadla je kromě mechanické axiální ucpávky umístěno také kombinované
radiální a axiální ložisko, které je dimenzováno na zachycení hydraulického axiálního tahu a
hmotnosti částí rotoru čerpadla. Hmotnost rotoru motoru je zachycena axiálním ložiskem, které je
součástí motoru, rotor čerpadla a motoru je spojen zubovou spojkou. Hmotnost kompletně
smontovaného rotoru čerpadla je v případě ČS Gangaram cca 37 tun, v případě zbývajících ČS
Bhimganapuram, Salivagu a Dharmasagar cca 20 tun.
Rotor čerpadla ČS Gangaram se skládá z 1ks hřídele čerpadla (ø400mm), 3ks dutých hřídelů
(ø880/800mm) a 3ks spojovacích hřídelů (ø400mm) - viz Obr. 3. V případě zbývajících ČS se
rotor čerpadla skládá z 1ks hřídele čerpadla (ø400mm), 1ks dlouhého dutého hřídele
(ø880/800mm) a 1ks spojovacího hřídele (ø400mm) - viz Obr. 4. Vzhledem k podobným
parametrům čerpadel instalovaných v jednotlivých ČS byly jak průměry dutých, tak průměry
spojovacích hřídelů sjednoceny na jeden rozměr, stejně tak jako připojovací rozměry a prvky včetně pevných spojek - jsou pro rotory všech navržených čerpadel shodné. Přenos kroutícího
momentu mezi pevnou spojkou a spojovacími hřídeli je zajištěn dvěma lícovanými pery, mezi
pevnou spojkou a dutým hřídelem jsou instalovány lícované kolíky. Celá soustava rotoru byla
navržena mimo jiné s ohledem na možnost snadné montáže a demontáže rotoru soustrojí pro
potřeby údržby a případných oprav.
V místech spojovacích hřídelů jsou instalována radiální vodící ložiska. Límce radiálních
ložisek, které byly součástí dodávky ložisek, jsou na hřídelích nalisovány (bylo prováděno na
stavbě).
4 ROTOR ČERPADLA ČS GANGARAM
S ohledem na požadavek zákazníka na nezvykle dlouhý rotor čerpadla ČS Gangaram (24 940
mm) bylo nutné provést detailní a rozsáhlé posouzení dynamického chování rotoru tak, aby rotor
vyhovoval z hlediska ohybových a torzních vlastních frekvencí v porovnání s maximálními
průběžnými otáčkami. Rovněž bylo provedeno posouzení vlivu různých typů spojek mezi rotorem
čerpadla a hřídelem motoru a posouzení vlivu definovaných hodnot nevývažku v různých místech
rotoru.
První návrhy vycházející z klasického přístupu použití „plných“ hřídelů vyžadovaly po délce
rotoru instalovat až sedm vodících ložisek, aby byla splněna obecně platná podmínka pro obdobná
- 60 -
zařízení, že vypočtené hodnoty vlastních frekvencí rotoru musí být dostatečně vysoko nad
hodnotou maximálních průběžných otáček, která je v případě čerpadla pro ČS Gangaram 750 min-1.
Další zvětšování průměru hřídele, příp. zvyšování počtu ložisek vedlo k objektivně netechnickému
řešení, a proto bylo od této varianty upuštěno.
Posouzení vlastní frekvence rotoru ČS Gangaram Posouzení vlivu nevývažku na chování rotoru
Nadále byla sledována realizovaná varianta s použitím „dutých“ hřídelů, která dle prvních
předběžných výpočtů vedla ke snížení počtu vodících ložisek instalovaných po délce rotoru ze
sedmi na konečný počet čtyři (v případě čerpadel pro ČS Bhimganapuram, Salivagu a Dharmasagar
je výsledek srovnání obou variant následující: rotor s „plným“ hřídelem – 3 vodící ložiska, rotor s
„dutým“ hřídelem – 2 vodící ložiska, realizována byla varianta s „dutým“ hřídelem – viz. Obr. 4).
Duté hřídele po konečném opracování mají vnější průměr 880 mm, tloušťka stěny je 40 mm a
vyráběny byly v délkách 4900 mm, 5600 mm a 6800 mm. Uvedené délky hřídelů byly voleny
s ohledem na uspořádání stavby ČS - umístění mezipodlaží šachty strojovny čerpadla tak, aby
vodící ložiska mohla být instalována v místě s co největší tuhostí okolní konstrukce, tedy co
nejblíže horizontální úrovni mezipodlaží.
Současně s dynamickým výpočtem rotoru byly rovněž posuzovány technologické výrobní
možnosti dutých hřídelů, především z hlediska reálně dosažitelných výrobních tolerancí tvaru a
polohy s ohledem na dynamickou vyváženost dutých hřídelů. Výrobcem potvrzená maximální
úchylka soustřednosti opracování vnějšího a vnitřního průměru dutého hřídele byla 0,4 mm, což si
vynutilo požadavek dynamicky vyvážit všechny duté hřídele. Toto bylo provedeno a duté hřídele
byly dynamicky vyváženy v horizontální poloze dle normy ISO 1940-1 ve stupni G6,3 a v tomto
stavu byly expedovány z výrobního závodu na stavbu.
Dutý hřídel v německé
firmě B. HILFRICH GmBH
Montáž dutého hřídele
v ČS Gangaram
- 61 -
Hřídel čerpadla a pevné spojky
ve Žďas, a.s.
5 KONSTRUKCE A VÝROBA OBĚŽNÝCH KOL ČERPADEL
Oběžná kola pro soustrojí čerpacích stanic do Indie jsou vyrobena jako svařence z nerezového
materiálu typu GX4CrNi13-4+QT1 dle ČSN EN 10283, materiál pro odlitky byl zhotoven
s využitím technologie VOD. Hodnoty vrubové houževnatosti KV dosahované u zkušebních
vzorků odlitků zhotovených procesem VOD jsou dle zkušeností (23)x větší než hodnoty dle
normy, což je velmi výhodné mimo jiné při použití tohoto materiálu pro svařovaná oběžná kola.
Obr. 6 Konstrukční řešení oběžného kola čerpadla – sestava oběžného kola včetně hrotu
Při výrobě oběžných kol čerpadel byla použita doposud neaplikovaná technologie výroby,
která spočívá ve svaření oběžného kola ze dvou komponentů – náboje s částí oběžných lopatek a
věnce s částí oběžných lopatek, přičemž rozdělení je provedeno přibližně uprostřed průtočného
kanálu oběžného kola. Tato technologie byla společností ČKD Blansko Engineering, a.s.
patentována. Jednou z hlavních výhod použité technologie je, že svar je umístěn mimo místa
s koncentrací napětí. Rovněž spotřeba svarového kovu a množství vneseného tepelné energie při
svařování je podstatně menší, než při doposud používaných technologiích, kdy oběžné lopatky jsou
přivařovány k náboji a věnci.
Hranice svaru
Odlitek náboje oběžného kola
s částí oběžných lopatek
Odlitek věnce oběžného kola
s částí oběžných lopatek
- 62 -
Náboj
Věnec
Hranice svaru
Svařené oběžné kolo čerpadla ø1945 mm
Oběžná kola čerpadel jsou dynamicky vyvážena dle normy ISO 1940-1, přípustný stupeň
nevyváženosti G2,5. Před expedicí na stavbu byla oběžná kola slícována a sestružena s hřídelem
čerpadla ve Žďas, a.s.
Následující fotografie ukazují průběh výroby oběžného kola od polystyrenového modelu
(zhotoven pro zjištění možnosti svařování uvnitř kanálu oběžného kola) po konečnou přejímku se
zákazníkem.
- 63 -
6 VÝROBNÍ ZAJIŠTĚNÍ KOMPONENTŮ ČERPADEL
Veškeré komponenty čerpadel ČS Gangaram, Bhimganapuram, Salivagu a Dharmasagar
byly vyrobeny dle dokumentace ČKD Blansko Engineering, a.s. částečně v Evropě a částečně
v Indii.
Následující tabulky uvádí, kde a jaké komponenty dodávkově zajišťovala společnost ČKD
Blansko Engineering, a.s.
Tab. 2 Komponenty pro ČS - Phase II
Počet kusů
pro 4 ČS
Název komponentu
Firma
Země
Oběžné kolo
Žďas, a.s.
Česká republika
8 + 4ND
Hřídel čerpadla
Žďas, a.s.
Česká republika
8
Spojovací hřídele
Žďas, a.s.
Česká republika
12
Pevná spojka
Žďas, a.s.
Česká republika
24
Zubová spojka
RENK
Německo
8
Vodící ložiska
RENK
Německo
12
Axiální ucpávka hřídele
Eagle Burgmann
Německo
8
Tab. 3 Komponenty pro ČS - Phase III
Název komponentu
Firma
Země
Oběžné kolo
Žďas, a.s.
Česká republika
Počet kusů
6 + 1ND
Zbývající komponenty čerpadel jako jsou savky, spirály, dolní a horní víka čerpadel,
opancéřování čerpadlových šachet, kombinovaná radiální a axiální ložiska, kotvení vodících
ložisek a trubkování byla dodávkově zajišťována firmou Jyoti, Ltd. jednak s využitím vlastních
výrobních kapacit a výrobních kapacit mnoha dalších výrobních závodů v Indii.
7 ZÁVĚR
Do současnosti byly uvedeny do provozu čerpadla ČS Phase II, tedy Gangaram,
Bhimganapuram, Salivagu a Dharmasagar. U čerpadel pro ČS Gangaram Phase III je nyní
dokončována výroba a montáž na stavbě, která je prováděna indickým partnerem.
Dosavadní provozní zkušenosti s čerpadly ČS pro Phase II potvrzují správnost jak
hydraulického, tak mechanického designu ČKD Blansko Engineering, a.s., veškeré garantované
provozní parametry byly splněny.
- 64 -
VÝZKUM A VÝVOJ OSTŘIKU OKUJÍ PŘI VÁLCOVACÍM PROCESU VČETNĚ
VÝVOJE VYSOKOTLAKÝCH ODSTŘEDIVÝCH ČERPADEL
Stanislav ŠUBA*
Abstrakt
Požadavky na zvýšenou kvalitu válcovaných plechů si vyžadují nové systémy ostřiku okují.
SIGMA DIZ vyvinula systém ostřiku okují splňující současné požadavky a to jak z hlediska
kvality, tak energetické úspornosti. Jsou uvedeny příklady realizace.
1 ÚVOD
V posledních letech se výrobci oceli potýkají se vzrůstajícími nároky na vysokou kvalitu
výrobků. Kvalitní ocelový plech s jakostním povrchem se dnes jeví jako významná komodita pro
následnou výrobu v odvětvích jako je automobilový průmysl, výroba bílé techniky (chladničky,
pračky, myčky, sporáky atd.)
Především jsou to požadavky na snížení množství povrchových vad, zkrácení výrobních časů
a nižší ceny.
2 VÝVOJ VE VÁLCOVNÁCH OCELOVÉHO PÁSU ZA TEPLA
Velké rezervy se skrývají při procesu válcováním za tepla, kde dosažení vysoké kvality
povrchů vede k úspoře v následných technologiích, jako je moření a studené válcování. V dalším
zpracování pak nemusí být vynaloženo tak značného množství času, energie a financí na korekci
dříve vzniklých vad, z nichž některé jsou již neopravitelné a tím nepoužitelné pro výrobu vysoce
kvalitních plechových pásů.
Tato problematika je řešena normou ČSN EN 10163-1 až 3 Dodací podmínky pro jakost
povrchu ocelových výrobků válcovaných za tepla, která klasifikuje povrchové vady a velmi přísně
rozděluje kategorie kvality jednotlivých druhů výrobků. Již v prvních fázích výroby – při válcování
za tepla, tedy při přetváření bram na teplý ocelový pás na teplé válcovně je nutné dbát na to, aby
okuje vznikající na rozžhaveném povrchu nebyly zaválcovány do rozvalku. Při ohřevu a válcování
dochází totiž působením okolní atmosféry ke vzniku oxidů železa – okují na povrchu produktů.
Jestliže nejsou okuje odstraněny před průchodem materiálu válcovací stolicí a materiál před
vstupem do válcovací stolice není dokonale čistý, dochází k zaválcování okují do oceli a
výsledkem je nekvalitní povrch ocelového pásu. Již jednou zaválcované okuje nelze prakticky
dodatečně odstranit.
Před vstupem bramy nebo ocelového pásu do válcovací stolice musí být tedy povrch rozvalku
důkladně očištěn.
Převažující metdou v současnosti je hydromechanické působení vodního paprsku, tzv. ostřik
okují.
Proud vody z trysek dopadající na povrch rozvalku vyvolává prudké ochlazení a zároveň na
okuje působí mechanickou silou. Kombinací těchto dvou účinků dojde k rozrušení vrstvy okují a
k jejímu odstranění. Mechanické účinky závisí na impaktním tlaku a impaktním průtoku.
K dosažení potřebných parametrů těchto veličin je nutno zajistit:

*
Přiměřená vzdálenost trysek od čištěného povrchu rozvalku.
Ing., SIGMA DIZ, spol. s r.o., Jana Sigmunda 190, Lutín, tel. (+420) 58 565 1204, e-mail [email protected]
- 65 -

Přiměřená rychlost pohybu rozvalku na válcovací stolici.

Dostatečný tlak vody.

Optimální průtok vody.
Potřebný tlak a průtok vody je zajištěn v čerpací stanici ostřiku okují. SIGMA byla
v minulosti tradičním dodavatelem čerpacích stanic ostřiku okují pro většinu válcoven (SONP
KLADNO, NH OSTRAVA, VSŽ KOŠICE atd.).
SIGMA DIZ na tuto tradici navázala vývojem nové koncepce systému ostřiku okují, aby byla
připravena řešit problémy válcoven s potřebou zvyšování kvality plechů zejména pro lukrativní, ale
zároveň náročné dodávky plechů pro automobilový trh.
S výhledem těchto potřeb se SIGMA DIZ spol. s r.o. intenzivně zabývá vývojem jak
čerpacích stanic tak, celého systému ostřiku okují (ostřikové boxy, rozvody, vysokotlaké
rychločinné armatury) včetně vývoje vhodných čerpadel pro nové požadavky průtoků a tlaků.
V rámci vývoje bylo potřeba vyřešit zejména následující problémy:

Zvýšení tlaku v systému ostřiků okují (v minulosti tlak 10 – 15 MPa, současné
požadavky 20 – 30 MPa).

Rychlé změny tlaku a průtoku v průběhu válcování v hodnotách 2 – 3 sec.

Navrhnout vysokotlaké čerpadlo tak, aby splňovalo parametry i pro mírně
znečištěnou vodu okujemi bez nutnosti jemné filtrace s velikostí částic < 0,2mm.

Ekonomický provoz zařízení.
2.1 Vysokotlaký ostřik Minihuť NH Ostrava
První vysokotlaký ostřik nové generace realizovala SIGMA DIZ spol. s r.o. v bývalé NH
Ostrava (nyní ArcelorMittal).
Nová generace spočívala zejména v následujícím:

Realizace vysokotlakých odstředivých čerpadel na vysoký tlak a průtok (25 MPa,
114 l/s ) pro okujovou vodu, konstruovaných pro dynamickou změnu parametrů
průtoku a tlaku

Systém bez realizace akumulátorů tlaku

Regulace otáček s frekvenčním měničem s vysokou dynamickou změnou otáček
(min- max. za cca 2 – 3 sec)
O jaké změny se jedná v průběhu jednoho válcovacího cyklu je zřejmé z obr.1
Obr. 1 Průběh otáček, příkonu, průtoku v průběhu jednoho válcovacího cyklu
- 66 -
Při realizaci této čerpací stanice jsme si ověřili správnost návrhu nové koncepce a čerpací
stanice se svým úspěšným provozem stala naší základní referenční stavbou nové koncepce systému
ostřiku okují.
2.2 Modernizace ostřiku okují TŠP 1700, USS Košice
I na základě této reference jsme získali ve výběrovém řízení zakázku „Modernizace ostřiku
okují TŠP 1700 v USS Košice“.
Projektované parametry tohoto ostřiku jsou v Tab. č.1
Tab. 1 Projektované parametry ostřiku okují TŠP 1700, USS Košice
Parametry
Hodnota
Provozní tlak vody v čerpací stanici
8 až 21,5 MPa
Provozní průtok vody v čerpací stanici
40 až 230 l.s-1
Zaručovaný tak vody před ostřikovými boxy
20 MPa
Počet čerpacích soustrojí (provozní + zabudovaná rezerva)
2+1
Počet frekvenčních měničů
2 (bez rezervy)
Počet transformátorů
2 (bez rezervy)
Výkon motorů
3,2 MW
Otáčky
2000 až 3550
min-1
Počet ostřikových boxů
7
Nominální tlak vysokotlakého potrubí
PN 250
Maximální velikost vysokotlakých potrubních rozvodů
DN 300
Zjednodušené schéma systému ostřiku okují je na obr. 2
Obr. 2 Schéma ostřiku okují TŠP 1700, USS Košice
- 67 -
Čerpací stanice musí plnit funkci pro ostřikový plán daný kombinací 7 ostřikových boxů a
průchodem až tří pásů na válcovací trati v jednom časovém úseku obr. 3.
Obr. 3 Ostřikový plán okují TŠP 1700, USS Košice
Podle průběhu je vidět, že potřeba ostřiku se mění v průběhu několika vteřin z max. průtoku
230 l/s na min. průtok 40 l/s. Při tom je potřeba v daný okamžik zabezpečit požadovaný tlak na
trysky ostřikových boxů jednotlivých válcovacích stolic 20 MPa.
Pro zajištění všech těchto mimořádných požadavků byla realizována čerpací stanice
s čerpadly s regulací frekvenčními měniči o výkonu 3200 kW. Největší regulovaný pohon pro
aplikaci ostřiku okují v Evropě.
Pohled na čerpací stanici je na následujícím obrázku.
- 68 -
Obr. 4 Pohled na čerpací stanici ostřiku okují TŠP 1700, USS Košice
Realizace modernizace ostřiku okují zajistila vysokou kvalitu čistoty povrchu plechů, dále
možnost nastavení úrovně tlaků ostřiku (impaktů) pro různé válcované materiály a současně
přinesla značné úspory energie (cca 40 000 EUR/měsíc).
Kvalita těchto plechů umožňuje jejich další zpracování a finalizaci v pozinkovně plechů pro
dodávky pro automobilový průmysl a tím jejich maximální zhodnocení.
2.3 Ostřik okují OAO Uralskaja stal, Novotroick, Rusko
Na základě získaných zkušeností, pozitivních referencí, ale současně omezených možnostech
dalších zakázek na trhu ČR/SR jsme se zúčastnili mezinárodního tendru na dodávku ostřiku okují
pro OAO URALSKAJA STAL, NOVOTROICK, RUSKO. Tento tendr SIGMA DIZ s.r.o. vyhrála
po několika obtížných technických a obchodních jednáních. Zejména pak s ohledem na reference
realizací nové koncepce systému ostřiku okují, kdy si zástupci odběratele přímo ověřili v USS
Košice parametry a spolehlivost tohoto řešení ještě před udělením zakázky.
Na obr. 5 je zjednodušené schéma ostřiku okují OAO URALSKAJA STAL
- 69 -
Obr. 5 Schéma ostřiku okují OAO URALSKAJA STAL
Čerpací stanice obsahuje 4 čerpací agregáty (3 + 1) s příslušenstvím a 4 ostřikové boxy –
pecní, před stolicí DUO, ostřik DUO a ostřik KVARTO.
Projekt zahrnuje komplexní dodávku strojní technologie, elektro a měření a regulaci.
Projektované parametry jsou v tabulce 2.
Tab. 2 Projektované parametry ostřiku okují OAO URALSKAJA STAL
Parametry
Hodnota
Provozní tlak vody v čerpací stanici
21 MPa
Provozní průtok vody v čerpací stanici
50 až 210 l.s-1
Zaručovaný tak vody před ostřikovými boxy
20 MPa
Počet čerpacích soustrojí (provozní + zabudovaná rezerva)
3+1
Počet frekvenčních měničů
-
Počet transformátorů
-
Výkon motorů
2 MW
Otáčky
2950 min-1
Počet ostřikových boxů
4
Nominální tlak vysokotlakého potrubí
PN 250
Maximální velikost vysokotlakých potrubních rozvodů
DN 300
Projektová dokumentace byla zpracována moderními technickými prostředky modelování ve
3D k zajištění vysoké a bezchybné kvality projektu tak, aby v dalších fázích projektu tj. dodávkách
a zejména při realizaci na stavbě se minimalizovaly jakékoliv problémy, které by se obtížně
s ohledem na místo určení řešily.
- 70 -
Zpracovaný model sloužil rovněž jako výchozí pohled pro pevnostní a hydraulické výpočty
systému.
Obr. 6 Model systému
Realizace probíhala od roku 2011, kdy byla zpracována projektová dokumentace, následně
byly realizovány dodávky a vlastní montáž na stavbě. Montáž probíhala za mimořádně ztížených
podmínek daných jak klimatickými podmínkami, tak instalací do stávajících objektů.
V současné době je zařízení v provozu a připraveno na předání zákazníkovi.
Z výstavby a provozu uvádím několik obrázků:
Obr. 7 Klimatické podmínky na stavbě
- 71 -
Obr. 8 Čerpací stanice
Obr. 9 Pecní ostřik
- 72 -
Obr. 10 Ostřik před DUO
Realizace popisovaného systému ostřiku okují v OAO URALSKAJA STAL zabezpečila
několikanásobné zvýšení kvality a rovněž plně automatizovaný systém ostřiků v průběhu válcování
s komplexním nejmodernějším monitoringem.
3 ZÁVĚR
V současné době se SIGMA DIZ účastní dalšího mezinárodního tendru na ostřik okují do
Ruska.
Nový projekt je náročný tím, že oproti dříve realizovaným ostřikům je požadovaný tlak
dodávaný čerpací stanicí 32MPa což vyžaduje další vývoj systému jak v SIGMĚ DIZ, tak při
vývoji čerpadel.
- 73 -
- 74 -
ČOV SAHRAGT (Egypt) – PILOTNÍ PROJEKT VÝSTAVBY ČOV MENŠÍCH
AGLOMERACÍ ( 5 000 m3/DEN)
Helena CHLÁDKOVÁ*, Pavel NOVOTNÝ**
Abstrakt
Od společnosti NOPWASD, která je v Egyptě odpovědná za realizaci vodních děl (úpraven
vod, čistíren odpadních vod) vzešel požadavek na projekt čistíren odpadních vod pro menší
aglomerace o kapacitě cca 5 000 m3/den. Projektem byl myšlen technický návrh řešení, přes
vypracování projektu až po realizaci experimentálního pilotního projektu, u kterého se v případě,
že zařízení bude splňovat požadované hodnoty ukazatelů, uvažuje s významnou opakovatelností.
Předpokládá se vybudování cca 2000 ČOV této kapacity v oblasti severního Egypta.
1 ÚVOD
Rozloha Egypta je cca 1 002 450 km2, většinu plochy zaujímají pouště. Zemědělská a tedy i
obyvatelná půda je vázaná na zdroj vody. Podzemní zdroje vody mají význam pouze lokální
(oázy). 97 procent populace žije v 15-20 km širokém pásu podél řeky Nil (deltě Nilu) a je plně
závislé na tomto zdroji vody. Předpokládá se, že údolí Nilu bude v roce 2025 nejhustěji obydleným
říčním korytem, kde bude žít 86 miliónů Egypťanů. Všichni tito lidé jsou závislí na kvalitě vody
v řece Nilu.
Ačkoli je Nil primárním zdrojem pitné vody a vody pro zavlažování, je také hlavním
recipientem všech komunálních, zemědělských i průmyslových odpadních vod. Z tohoto důvodu je
pro vodárenskou problematiku zásadní i otázka čištění odpadních vod.
Čištěním odpadních vod dojde ke snížení koncentrace znečištění (fekálního a průmyslového)
v řece Nil nebo k získání zdroje vody - opětovné použití vody (závlahy, úprava na vodu pitnou).
V současné době probíhá nekoordinovaně výstavba a často v místech kam je dovedena pitná
voda, chybí stoková síť nebo je vybudovaná stoková síť, která je zaústěná do kanálu a odpadní
voda se tak dostává do recipientu – Nilu. Z tohoto důvodu roste požadavek na odkanalizování nejen
velkých měst, ale i menších aglomerací. V měřítkách Egypta je malou aglomerací myšlena oblast
s produkcí splaškových vod cca 5 000 m3/den. Pro tyto oblasti plánuje NOPWASD výstavbu
kanalizační sítě zakončené ČOV nebo dobudování ČOV k již existující kanalizaci.
Tento příspěvek popisuje návrh řešení technologie a technického řešení ČOV pro malé
aglomerace, přes vypracování projektu až po realizaci a provoz pilotní (vzorové) čistírny
odpadních vod v lokalitě Sahragt El–Sughra.
2 PROJEKT VÝSTAVBY ČOV MENŠÍCH AGLOMERACÍ (EGYPT)
Na základě zadání jsme navrhli technologické a stavební řešení tak, aby byly splněny
požadavky investora. Výsledkem je pilotní projekt ČOV Sahragt – El Sughra. V současné době je
ČOV ve zkušením provozu.
*
**
Ing, Sigmainvest spol. s r.o., Kosmonautů 6 Olomouc, tel. +420 585 524 317, [email protected]
Ing, Sigmainvest spol. s r.o., Kosmonautů 6 Olomouc, tel. +420 585 244 121, [email protected]
- 75 -

současné trendy vývoje čerpací techniky

Transkript

Podobné dokumenty

řízení výrobních procesů - Personalizace výuky prostřednictvím e

Podívejte se na kroniku projektu revitalizace v PDF.

zpravodaj 7 7 / 2 0 1 1

Praktická maturitní práce Téma: Ubytovací zařízení a jejich služby a

Přehledový příspěvek Vzájemné působení kmitající soustavy a

Periodica Academica - Vysoká škola Karla Engliše

50 let trvání provozu

roční zpráva

Vogel - Vícestupňová čerpadla

Vogel - Vícestupňová čerpadla

projekt vzduchotechniky

Noviny "Don`t look back"

Stáhnout - ControlTech

katalog

Z obsahu - ČKD Blansko Engineering as

matematické modelování proudění stlačitelné kapaliny s kavitací

zde

Rekonstrukce panelového objektu Praha 8, Batličkova 253/1

termomechanické procesy tváření - FMMI

zkoušky krytí IPX9K

Provozní dovyvažování

291444 3 znalecký posudek