ŠPERKA, O. Návrh vírové turbiny [online]. Brno: Vysoké učení technické v Brně. Fakulta strojního inženýrství. 2008.

Posudek vedoucího

Haluza, Miloslav

Student Oldřich Šperka pracoval velmi dobře, cílem bylo provedení návrhu vírové turbiny na vysoké otáčky a vysokou hltnost. Pracoval s moderními výpočetními metodami a výsledkem byl realizovaný návrh vírové turbiny v podobě modelu.

Posudek oponenta

Skoták, Aleš

Předložená diplomová práce obsahuje projekční, hydraulický a konstrukční návrh vírové turbíny pro zadané parametry určené podle skutečné lokality Jaroměř-Čáslavky na řece Úpě, kde je v současné době instalováno zdymadlo. Základní data pro návrh MVE vycházejí od provozovatele zdymadla a obsahují hodnotu devadesátidenního průtoku a rozdílu hladin. Po základním popisu funkce vírové turbíny je určen návrhový bod turbíny, jehož poloha vychází z již odměřené účinnostní křivky modelové vírové turbíny. Pro maximální využití lokality je snahou posunout optimum modelové turbíny směrem k vyšším jednotkovým otáčkám a k vyššímu jednotkovému průtoku a přitom ještě zvýšit hydraulickou účinnost turbíny v optimu o téměř 8 %. Průměr oběžného kola a otáčky turbíny vycházejí ze zvoleného návrhového bodu, počet oběžných lopatek z=2 a relativní průměr náboje zůstává zachován shodný s modelovou vírovou turbínou. Pro dosažení vytčeného cíle je proveden návrh hydraulického profilu lopatky oběžného kola a tvaru savky turbíny. Profil oběžné lopatky je tvořen nanesením předepsaného profilu tloušťky listu lopatky na střednicovou čáru profilu. Vstupní a výstupní úhly střednicové čáry jsou určeny na základě Eulerovy turbínové rovnice a rychlostních trojúhelníků. Tvorba střednicové čáry a nanesení tloušťek lopatky je provedeno na třech válcových řezech transformovaných do Gaussovy roviny pomocí konformní transformace souřadnic. Vlastní tvar střednicové čáry je řešen v prvním kroku lineárním průběhem změny úhlu střednice v závislosti na meridiánové souřadnici. V případě nutnosti korigovat délku lopatky je uvažována kvadratická změna úhlu střednice v závislosti na meridiánové souřadnici. Není ovšem jasné, do jaké míry a na základě jaké úvahy je třeba délku lopatky korigovat. Nicméně popsaný způsob návrhu listu oběžné lopatky je možno označit jako standardní a správný. Dalším krokem je výpočet navržené lopatkové mříže metodou singularit. Tyto výpočty slouží k upřesnění návrhu hodnoty vstupního a výstupního úhlu profilu lopatky. Finálním krokem je simulace proudění v lopatkové mříži pomocí CFD software Fluent. Dvojdimenzionální proudění je modelováno v jednotlivých tvořících válcových řezech lopatky transformovaných opět do Gaussovy roviny. Tento jednoduchý způsob modelování v několika separátních rovinách neumožňuje postihnout vzájemnou vazbu mezi jednotlivými rovinami, která je důležitá v případě vzniku radiálního proudění v oběžném kole. Přesnějších výsledků by bylo dosaženo modelováním třídimenzionálního proudění v kanále oběžného kola, které je již poměrně náročné na čas a přesahovalo by rámec diplomové práce. Nicméně za předpokladu nulového radiálního proudění v oběžném kole blízko návrhovém bodu turbíny je možno aplikovanou zjednodušenou metodu považovat za poměrně přesnou. Výsledky CFD modelování slouží ke korekci tvaru navržené lopatkové mříže. Velikost vstupních úhlů je posuzována podle tvaru proudnic v oblasti nátokové hrany profilu. Pravděpodobně přesnější metodou by mohla být analýza rozložení statického tlaku na vstupní hraně lopatky. Správnost úhlu na výstupu lopatky je posuzována podle velikosti výstupní obvodové složky rychlosti stanovené integrací v řezu za profilem oběžné lopatky. Následným dosazením do Eulerovy rovnice je provedena kontrola spádu na jednotlivých řezech. Takto je možné jednotlivé řezy posuzovat pouze za předpokladu shodné účinnosti na jednotlivých řezech, hodnota spádu se přitom vztahuje pouze na oběžné kolo, nikoliv na celou turbínu. Je-li známa tlaková ztráta v jednotlivých řezech, bylo by možno vyčíslit také hodnotu účinnosti a tuto dosadit následně do Eulerovy turbínové rovnice. Kapitola řešící stabilizaci proudění po lopatce není bohužel příliš jasná, zejména není jasné z jaké příčiny by mělo docházet po určitém čase ke snižování výkonu turbíny. Dále není jasné, proč je voleno řešení posunem řezů na větším poloměru směrem dozadu, kromě toho, že snižuje riziko zachytávání nečistot. V diplomové práci je správně zdůrazněna důležitost savky v případě vírové turbíny, která pracuje při velkém jednotkovém průtoku a navíc na vstupu do savky produkuje obvodovou složku rychlosti i v optimálním provozním bodě. Savka vírové turbíny v násoskovém uspořádání se skládá ze dvou kolen spojených rovnými kuželovými úseky. První koleno je přitom navrženo tak, že kruhový průřez přechází v průřez obdélníkový. Pro stanovení maximálního rozšiřování průřezu savky je použito kritérium, které platí v případě proudění bez obvodové složky rychlosti. Uvažujeme-li, že vírová turbína musí vždy produkovat zápornou obvodovou složku, bude takto navržená savka vzhledem k případnému odtržení u stěn na straně bezpečnosti. Bylo by zajímavé porovnat, jak by se lišila geometrie a následné proudění u savky vytvořené pouze z kruhových průřezů. Savka z kruhových průřezů by mohla být výrobně jednodušší především díky absenci výztužných žeber. Samostatná kapitola je věnována teoretickému určení ztrát v turbíně. Celá turbína je rozdělena celkem na sedm úseků, ztráta je vyjádřena v každém úseku separátně a ztráty jsou dále sečteny. Zde je třeba připomenout, že uvedené vzorce pro výpočet ztrát platí v případě proudění bez obvodové složky rychlosti. Jak již bylo řečeno, v savce vírové turbíny existuje záporná obvodová složka a tvoří se tady vír (od toho název vírová turbína). V případě vířivého proudění lze očekávat jistou nepřesnost ve stanovení ztrát tímto způsobem, nicméně pro přibližnou představu o velikosti ztrát je tento zjednodušený způsob postačující. Poněkud zajímavé je stanovení čistého spádu odečtením sumy celkových ztrát od spádu hrubého. Zde by bylo vhodné zachovat definici čistého spádu dle mezinárodně platné normy IEC, kde je čistý spád definovaný jako rozdíl celkové energie mezi vstupním a výstupním referenčním průřezem turbíny. Správně je počítáno u vírové turbíny s použitím zavzdušňovacího ventilu, který se musí použít, chceme-li turbínu odstavit přetržením vodního sloupce v násosce, neboť tato nemá rozváděč nebo jiné zavírací ústrojí. Pro výpočet tlaku kapaliny v místě ventilu je vhodně použito Bernoulliovy rovnice. Pouze výsledná rychlost v zavzdušňovacím ventilu by mohla být porovnána s kritickou rychlostí vzduchu v potrubí. Bohužel na začátku kapitoly je uveden příliš komplikovaný a pravděpodobně těžko použitelný postup pro spouštění turbíny v uvažovaném násoskovém uspořádání. Doporučoval bych volit jednodušší způsob plněním násosky směrem od horní hladiny při turbínovém smyslu otáčení. Kontrola instalace turbíny vzhledem k možnosti vzniku kavitace je provedena formálně správně. Pouze k výpočtu čistého spádu je možno opět vznést připomínku, že místní ztráty v turbíně je třeba zahrnout do ztrát turbíny a nelze je odečítat od spádu hrubého. Nicméně tento rozdíl nebude mít za následek nutnost změny instalované sací výšky turbíny, neboť tato je navržena s postačující jistotou na kavitaci. Dále je třeba počítat s tím, že při plánovaném zvýšení rychloběžnosti turbíny oproti modelové turbíně dojde také pravděpodobně je zvětšení Thomova kavitačního koeficientu. V kapitole popisující možnosti regulaci výkonu je uveden jako jediný způsob regulace výkonu počtem jedoucích strojů. Tato skoková změna neumožňuje využívat poměrně značnou část průtoků, odhadem asi jednu čtvrtinu celkového protečeného množství. Bylo by dobré se zamyslet, zda by nebylo vhodné vybavit alespoň jednu z instalovaných turbín frekvenčním měničem, popř. kombinovat např. dvě vírové turbíny a jednu přímoproudou turbínu regulovatelnou. Dále se v této kapitole uvádí, že maximální průtok jedné turbíny je uvažován Qmax=2,25 m3s-1, devadesátidenní průtok zdymadlem je přitom 8,43 m3s-1. Při uvažované instalaci třech turbín bude ovšem maximální průtok pouze Qmax=3 x 2,25 = 6,75 m3s-1. Při výpočtu čistého spádu pro stanovení výkonu turbíny by bylo opět vhodné dodržet definici čistého spádu dle platných norem IEC. Po provedení návrhu oběžné lopatky a stanovení hydraulických parametrů turbíny je provedena nezbytná kontrola oběžné lopatky z hlediska pevnosti. Celý výpočet je koncipován jednoduše bez nutnosti použití komerčních programů MKP. Zvolený postup výpočtu modulu průřezu v ohybu oběžné lopatky proužkovou metodou sice vyžaduje jistý čas, nicméně je pro přesnější výpočty nevyhnutelný. Dále byla provedena pevnostní kontrola hřídele. Všechny analyzované části jsou dimenzovány tak, aby vydržely uvažované provozní zatížení, včetně jistého předem nespecifikovaného únavového namáhání. Zajímavé bude vyhodnocení výsledků měření na modelu, zejména z hlediska dosažení specifikovaného návrhového bodu a hodnoty účinnosti. Žádné větší koncepční chyby jsem v této práci neshledal. Diplomová práce je provedena pečlivě a obsah práce splňuje dané zadání. Diplomant se zabývá poměrně podrobným řešením hydraulického návrhu vodní turbíny s využitím některých moderních metod návrhu a analýzy. Během návrhu je řešena řada konkrétních a složitých problémů, které nutně vyvstanou při práci spojené s návrhem vodní turbíny. Příznivě působí také návaznost na výsledky předešlých prací a schopnost čerpat znalosti z literatury. Také grafické provedení diplomové práce je velmi zdařilé, celá práce působí logickým a uspořádaným dojmem. Dále uvedu seznam nejasností, nesrovnalostí a chyb, které jsem v práci objevil: Str.14 - Při výpočtu jednotkových otáček a jednotkového průtoku je třeba dosazovat čistý spád na turbínu Hn dle normy IEC. Str.18 - Nejsou uvedeny žádné výsledky ani závěry z výpočtu metodou singularit. Str.50 - Ztráty třením v oblasti turbíny se započítávají do ztrát turbíny a tedy do hydraulické účinnosti turbíny. Není tedy možno tyto ztráty odečítat od hodnoty hrubého spádu a takto určovat čistý spád. Čistý spád je definovaný jako rozdíl energie mezi vstupním (vtokový průřez před kolem) a výstupním (výstupní průřez savky) referenčním průřezem. Str.51 - Uvedený způsob spouštění je aplikovatelný na násoskové turbíny s oběžným kolem ponořeným pod hladinou spodní vody elektrárny. Pro uvažovaný typ se provádí spouštění zavodněním od horní hladiny při motorickém chodu generátoru ale v turbínovém směru točení oběžného kola turbíny. Str.56 - Při výpočtu kavitační odolnosti je třeba opět uvažovat čistý spád definovaný jako rozdíl energie mezi vstupním (vtokový průřez před kolem) a výstupním (výstupní průřez savky) referenčním průřezem. Str.58 - Maximální průtok jedné turbíny je uvažován Qmax=2,25 m3s-1, devadesátidenní průtok zdymadlem je přitom 8,43 m3s-1. Při uvažované instalaci třech turbín bude ovšem maximální průtok pouze Qmax=3 x 2,25 = 6,75 m3s-1. Uvedený graf neodpovídá těmto hodnotám a nebude ani možno pokrýt devadesátidenní průtok pouze třemi turbínami. Str.59 - Při výpočtu čistého spádu pro stanovení výkonu turbíny by bylo opět vhodné dodržet definici čistého spádu dle platných norem IEC. Některé nevhodné překlady: Str.4 - rozměr = dimension ( ne measurement ) Str.4 - hřídel = shaft ( ne spindle ) Str.4 - oběžné kolo turbíny = runner ( ne impeller, to je u čerpadel )

eVSKP id 12791