285

9. REGULACIJA PAR�IH TURBI�A

9.1 Regulacija brzine vrtnje rotora Kvaliteta električne energije je određena naponom i frekvencijom izmjenične struje i za nju kažemo da je visoka ako se ti parametri održavaju konstantni s visokom točnosti. Regulaciju napona održavamo regulacijom uzbude električnog generatora i s time se nećemo baviti na ovome mjestu. Ovdje će biti govora o održavanju frekvencije električne energije. Svako turbinsko postrojenje opremljeno je regulatorom brzine vrtnje koji mjeri brzinu vrtnje rotora turbine i vodi cijeli sustav kako bi se održala konstantna brzina vrtnje. Sustav upravljanja djeluje na povećanje ili smanjenje zakretnog momenta na turbini kako bi se po potrebi održala konstantna brzina vrtnje pri različitim opterećenjima električnog generatora. Frekvencija električne energije se održava zajedničkim djelovanjem regulatora svih parnih turbina koje su uključene u rad na električnoj mreži.

9.2 Regulatori brzine vrtnje Na jednom primjeru ćemo opisati kako djeluje jedan centrifugalni regulator brzine vrtnje, kakav je shematski prikazan na slici 9.1. Kućište regulatora 2 je montirano na kraju vratila 1 i nosi traku 3 s utezima 4. Utezi su fiksno vezani na oprugu 5, koja je u svom središtu pričvršćena na vratilo. Odbojnik 6 se nalazi na sredini trake 3. Ovaj odbojnik stoji nasuprot sapnice 7 na pokretnom dijelu 8 koji je u biti klip razvodnika za razvod upravljačkog ulja iz dovodne cijevi 9. Ulje se u klip dovodi preko prigušnice 10, tako da se dovodi u prostor oko klipa, zatim kroz radijalni provrt u unutrašnjost klipa i kroz sapnicu 7 istječe izvan klipa. omjer tlakova p1/p2 definiran je obrnutim omjerom aktivne površine na klipu i osigurava se održavanjem konstantnog zazora a pri konstantnom tlaku p2. Promjene brzine vrtnje na rotoru turbine odražavaju se u promjeni centrifugalne sile koja djeluje na utezima 4. Pri povećanju brzine vrtnje, centrifugalne sile rastu, utezi se šire i zazor a se povećava. Zbog toga se smanji tlak p1. Promjenu ovoga tlaka možemo izračunati po jednadžbi:

( )ρ

µρ

πµ 121

1 22 ppA

pad f

−=

gdje je ρ gustoća ulja, Af je protočna površina prigušnice 10, a µ i µ1 su koeficijenti protoka za sapnicu 7 i prigušnicu 10. Uz pretpostavku da je µ = µ1 dobivamo jednostavniji oblik jednadžbe

( )121 ppApad f −=π

Pri povećanju brzine vrtnje regulatora i odgovarajućeg povećanja zazora a doći će do pomaka klipa razvodnika bliže regulatoru i otvor 11 će postati prohodan. Tlak px će se smanjiti i odgovarajući impuls za djelovanje će biti odaslan odgovarajućim elementima sustava regulacije. Kada dosegnemo maksimalnu brzinu vrtnje od 3300 min-1 (nazivna brzina vrtnje je 3000 min-1), otvara se dodatni otvor 12, pri čemu dolazi do zatvaranja glavnog ventila za dovod pare i regulacijskih ventila.

286

Slika 9.1 Centrifugalni regulator brzine vrtnje Maksimalno odstupanje brzine vrtnje je određeno širinom zazora xult kroz koji može putovati ploča odbojnika. Pokretni element 8 u sebi sadrži smješten klip razvodnika 13 koji možemo pomicati ručno pomoću poluge 14 ili mehanički. Pri ručnom pomicanju klipa 13 otvaranje otvora 11 je pomaknuto (kao što se događa i na pokretnom elementu 8), te se na taj način mijenja tlak px. Ako se traka 3 prekine, to neće biti opasno za turbinu, pošto će tlak px pasti i regulacijski ventili će se zatvoriti. Regulator nema nikakvih dijelova koji su izloženi trenju, tako da je on vrlo osjetljiv i pouzdan u radu. Grafički prikaz ovisnosti između kutne brzine rotora ω i položaja ploče odbojnika x prikazana je na slici 9.2. Početna vrijednost kutne brzine ωin, pri kojoj počinje djelovanje regulatora zadana je graničnikom hoda pokretnog elementa. Za sverežimni regulator ωin može biti jednak nuli. Grafički prikaz ovisnosti x = f(ω) nazivamo statičkom karakteristikom regulatora brzine vrtnje. Svaka točka na toj karakteristici odgovara ustaljenom radu, tj. položaju u kojemu se kutna brzina regulatora, a time i kutna brzina rotora turbine, ne mijenjaju i isto tako nema promjena u hodu regulatora, tj. pri 0=dtdω . Ovisnost x = f(ω) se može izračunati pomoću uvjeta ravnoteže sila na regulatoru.

Centrifugalna sila koja djeluje na utege mase m je jednaka irm 2ω , a sila elastične deformacije opruge je kh, gdje je k krutost opruge, a h hod, i je prijenosi omjer polužja, r je radijus težišta protuutega od osi. Koristeći ove izraze možemo napisati jednadžbu ravnoteže sila:

hkirm =2ω ( 9.1 ) Prirast sile pri promjeni kutne brzine možemo naći diferenciranjem jednadžbe (9.1):

hkrimirm ∆=∆+∆ 224 ωωω Uz pretpostavku da je hri ∆=∆ , dobivamo:

( ) hmkirm ∆−=∆ 224 ωωω Za mala odstupanja ∆ω možemo pisati da je xih ∆=∆ 2 , gdje je i2 stupanj prijenosa, a ∆x je pomak ploče odbojnika. Tada imamo:

287

( ) ximkirm ∆−=∆ 2224 ωωω ( 9.2 )

Izraz u zagradi može biti pozitivan, negativan ili jednak nuli. Uz 22 ωmk > svaka promjena ∆ω će

izazvati odgovarajuću konačnu promjenu od ∆x i ploča odbojnika će zauzimati određeno mjesto, ovisno o kutnoj brzini ω. Regulatore ove vrste nazivamo statički stabilnima.

Pri 22 ωmk < će pozitivna promjena ∆ω će izazvati odgovarajuću negativnu konačnu promjenu od

∆x i ploča odbojnika neće moći zauzimati određeno ustaljeno mjesto pri promjeni kutne brzine ω i hodovi će se mijenjati od graničnika do graničnika Regulatore ove vrste nazivamo statički

nestabilnima. Na kraju, ako je 22 ωmk = , odstupanje kutne brzine ∆ω će izazvati bilo koji

proizvoljni pomak ∆x.Takav regulator nazivamo astatički. Grafički prikaz ovih slučajeva dan je na slici 9.3.

Karakteristika na slici 9.3a je prikazana za slučaj 22 ωmk > . Pretpostavimo da pri neustaljenim uvjetima ploču odbojnika regulatora brzine vrtnje pomaknemo vanjskom silom, recimo na više, tako da se x poveća. Nakon što prestane djelovanje vanjske sile, opruga će vratiti pomični element u početni položaj. Prema tome, pomični element se u regulatoru ovakve vrste vraća u svoj položaj stabilne ravnoteže.

Za regulator s karakteristikom prema slici 9.3b pri 22 ωmk = , vanjska sila će pomaknuti pomični element i on će zadržati proizvoljni položaj po prestanku djelovanja sile.

Za regulator prema slici 9.3c, tj. pri 22 ωmk < , vanjska sila će pomaknuti ploču odbojnika i ona se po prestanku djelovanja neće moći vratiti u početni položaj i dalje će bježati sve dalje do graničnika krajnjeg položaja. Ona se neće moći vratiti sama od sebe u početni položaj.

Slika 9.2 Maksimalni prirast kutne brzine pri maksimalnom pomaku pokretnog elementa

Slika 9.3 Različito ponašanje promjene centrifugalne sile utega pri različitim krutostima opruge

288

Osjetnik za mjerenje brzine vrtnje može biti istosmjerni generator čiji je napon proporcionalan brzini vrtnje rotora turbine. Prednost ove vrste osjetnika u usporedbi s mehaničkima je u tome što nema trenja u mehanizmu, tako da imaju visoku pouzdanost. Pored toga, kontrolni impulsi se prenose žicama, što također povećava pouzdanost sustava. Prednost električnog impulsa je u tome da osjetnik može vrlo lako biti povezan s drugim elementima sustava regulacije. Nedostatak je u tome da se ta veza vrlo lako može prekinuti ili uništiti zbog mehaničkih oštećenja ili vanjskih utjecaja na napon osjetnika (vanjske elektromagnetske smetnje). Mnogo je učinjeno na poboljšanju električnih sustava regulacije. Za povećanje pouzdanosti osjetnika i njihove veze s drugim elementima sustava regulacije korištene su različite metode. Višegodišnje iskustvo u primjeni električnih sustava regulacije dokazalo je njihovu široku pouzdanost. U ovim sustavima se koriste različiti sustavi povezivanja, čime se postiže veća jednostavnost sustava regulacije. Ovo spajanje može prenijeti impulse na bilo kojoj udaljenosti. Nedostatak električnog povezivanja je u tome da se električna izolacija žica vrlo lako može oštetiti slučajno ili u požaru.

9.3 Direktna regulacija Pomak pokretnog elementa regulatora brzine vrtnje može se pretvoriti u promjenu protoka pare kroz turbinu na najjednostavniji način povezivanjem pomičnog elementa izravno na izvršni član (aktuator), recimo na obični ventil (slika 9.4).

Slika 9.4 Utjecaj pomaka okretišta poluge Pri povećanju brzine vrtnje (ili kutne brzine) te odgovarajućeg pomaka klizača 2 regulatora 1 na više (slika 9.4), potrebno je smanjiti dovod pare. To postižemo vezivanjem klizača preko polužja na regulacijski ventil 3 turbine. U tom slučaju, pomak ventila ∆z je direktno proporcionalan pomaku klizača ∆x regulatora. Takvi izvedbu regulacije nazivamo sustav direktne regulacije. Ovakav sustav se ne koristi na suvremenim parnim turbinama. On se koristi za druge različite namjene, na primjer za održavanje konstantne razine tekućine u spremnicima. Djelovanje ovakve regulacije je izravno, jednostavno i točno, tako da je ova vrsta regulacije najčešće osnova svih različitih izvedenica sustava regulacije. Kako možemo vidjeti na slici 9.4, svakoj vrijednosti ∆x odgovara konačna vrijednost pomaka ventila ∆z. Ako se smanji opterećenje (a time i zakretni moment Mel), doći će do povećanja kutne brzine i da bi postigli novu ravnotežu zakretnih momenata turbine i generatora (Mel = Mt) potrebno je smanjiti zakretni moment turbine, tj. treba smanjiti protok pare kroz turbinu. Manje otvaranje regulacijskog

289

ventila traži veći pomak ∆x klizača regulatora i time veću kutnu brzinu ω. Prema tome, čim postignemo ravnotežu momenata, postignuta je i statička ravnoteža sila. Nova kutna brzina nije jednaka polaznoj, tako da se susrećemo sa statičkom greškom ili neregularnosti. Relativna greška odstupanja od nazivne vrijednosti naziva se stupnjem neregularnosti:

0

max

ωω

δ∆

=

Na slici 9.5 prikazana je ovisnost ( )ωfM t = koja se naziva statička karakteristika sustava

regulacije. Svaka točka ove karakteristike određena je ustaljenim režimom pr ravnoteži zakretnih momenata (Mel = Mt). Potrebno je istaknuti da su sve relacije u sustavima regulacije jednosmjerne. Kako smo vidjeli iz slike 9.4, bilo kojem položaju ∆x klizača regulatora odgovara točno definirani položaj izvršnog organa, u ovom slučaju regulacijskog ventila pare. Slučajna promjena parametara pare može izazvati promjenu momenta turbine i time promjenu kutne brzine bez da smo promijenili položaj regulacijskog ventila. Razlika 12 ωω − (slika 9.5) koji odgovara promjeni zakretnog momenta od Mir (prazni hod) do M0 (nazivno opterećenje) nazivamo neregularnost regulacije:

12max ωωω −=∆

9.4 �eosjetljivost (mrtvi hod) sustava regulacije Statičke karakteristike na slikama 9.2 i 9.5 nacrtane su a da nisu u obzir uzete sile trenja u samome regulatoru i u svim linijama prijenosa.

Slika 9.5 Statička karakteristika sustava regulacije

Slika 9.6 Utjecaj mrtvoga hoda na statičke karakteristike

290

Pretpostavimo da sile trenja Ffr,1, Ffr,2, ... djeluju u linijama prijenosa regulatora brzine vrtnje. Ove se sile mogu svesti na klizač regulatora iz sljedećih razloga. Ako izvršimo elementarni pomak ∆S od strane mehanizma, tada je rad Ffr∆S rezultat svih sila koje djeluju na klizaču regulatora, tako da je:

...22,11, +∆+∆=∆ SFSFSF frfrfr

ili nakon dijeljenja s ∆S:

...22,

11, +

∆∆

+∆∆

=S

SF

S

SFF frfrfr

gdje razlomci u jednadžbi predstavljaju prijenosne omjere koji omogućuju da se komponente sila trenja svedu na klizač regulatora i na rezultirajuću silu Ffr. Drugim riječima, ovi omjeri su prijenosni brojevi za redukciju svih sila na odabranu točku u kojoj ćemo primijeniti rezultantnu silu. Uzimanjem u obzir sila trenja, jednadžba (9.1) dobiti će novi oblik. Reduciranu sila trenja dodati ćemo aktivnim silama. Treba imati na umu da su sile trenja uvijek u suprotnom smjeru od smjera gibanja. Pretpostavimo da se povećala kutna brzina, tj. da je ∆ω pozitivno i da se je klizač pomaknuo na više. Aktivna sila u ovom slučaju je centrifugalna sila kojoj se suprotstavlja sila opruge. Ravnoteža sila može se zapisati jednadžbom:

( ) frFximkirm +∆−=∆ 2224 ωωω ( 9.3 )

Prije nego gibanje započne, jednadžba ravnoteže sila ima oblik:

( ) ximkirm ∆−=∆ 2224 ωωω

Posljedica svega je da je ∆ω u jednadžbi (9.3) veće od onoga u drugoj jednadžbi (bez trenja). U jednadžbi (9.1), ∆ω je jednak promjeni kutne brzine koja odgovara pomaku klizača za ∆x. Označimo taj porast kutne brzine s ∆ωx. Prema jednadžbi (9.3), kutna brzina dodatno raste do trenutka kada je centrifugalna sila u ravnoteži ne samo sa silom opruge već i sa silom trenja. Taj dodatni porast kutne brzine označiti ćemo s ∆ωfr. Jednadžba (9.3) sada glasi:

( ) ( ) frfrx Fximkirm +∆−=∆+∆ 2224 ωωωω ( 9.4 )

Klizač regulatora će se ponovo početi gibati samo ako je povećanje kutne brzine ∆ωx + ∆ωfr (točka 1 na slici 9.6). Daljnji prirast kutne brzine prouzročiti će odgovarajući pomak klizača regulatora na više, tako da će se ∆x povećati. Klizač će se zaustaviti kada dosegne maksimalnu vrijednost ∆xmax (točka 2 na slici 9.6). Da bi prouzročili pomak klizača na dolje, kutna brzina regulatora mora se smanjiti. U tom slučaju će sila opruge biti aktivna sila, a centrifugalna sila će joj se opirati. Kao u jednadžbi (9.3), jednadžba ravnoteže sila će sada glasiti:

( ) frFirmximk +∆=∆− ωωω 42 22

ili, primjenom ranijih oznaka:

( ) ( )frfrx Firmximk +∆−∆=∆− ωωωω 42 2

2 ( 9.5 )

Pri gibanju na niže, sila Ffr djeluje suprotno smjeru gibanja, a porast kutne brzine prolazi kroz točku u kojoj je ∆ωfr = 0 (tako da radna točka iz točke 2 prolazi kroz točku 3 u točku 4) i samo nakon udovoljavanja -∆ωfr klizač se počinje gibati na niže do točke 5.

291

Pri maksimalnom pomaku klizača, promjena kutne brzine je ∆ωmax. Jednadžbe (9.4) i (9.5) možemo prepisati u oblik:

( ) ( ) frfr Fximkirm +∆−=∆+∆ 22

max 24 ωωωω

( ) ( ) frfr Fximkirm −∆−=∆−∆ 22

max 24 ωωωω

Uzajamnim oduzimanjem ove dvije jednadžbe dobivamo:

frfr Firm =∆ωω4 ( 9.6 )

Centrifugalna sila utega na nazivnoj kutnoj brzini ω0 naziva se podržavajuća sila FP regulatora. U

promatranom slučaju, ta sila je bila jednaka 202 ωrim .

Pošto je odstupanje kutne brzine ∆ω relativno malo, trenutna vrijednost kutne brzine u jednadžbama (9.4) i (9.5) može se uzeti da je jednaka nazivnoj, tj. ω0. Dijeljenjem i množenjem lijeve strane jednadžbe (9.6) s ω0, dobivamo:

fr

frFirm =

∆

0

20

22

ωω

ω ( 9.7 )

Ako označimo da su 202 ωirmFP = i

0

2

ωω

ε fr∆= , dobivamo stupanj neosjetljivosti (ili mrtvoga

hoda):

P

fr

F

F=ε ( 9.8 )

Stupanj neosjetljivosti je jednak omjeru sila trenja i podržavajuće sile, ili općenito raspoložive sile regulatora. Ako se vratimo na direktni sustav regulacije (slika 9.4) možemo vidjeti da se u tom slučaju pomiče cijeli regulacijski sustav s klizačem i da se sve sile trenja svode na sam klizač. Neosjetljivost εx regulacijskog sustava može se definirati kao:

P

trfrgfr

xF

FF ,, +=ε

gdje su Ffr,g i Ffr,tr sile trenja na regulatoru (g) i na prijenosu (tr). Uz zamjenu P

gfr

gF

F ,=ε iP

trfr

trF

F ,=ε ,

možemo pisati:

trgs εεε += ( 9.9 )

9.5 Mehanizam regulatora Kako je opisano u poglavlju 9.3, konstantnu kutnu brzinu održavamo uz određenu grešku. Za preciznu regulaciju kutne brzine moramo u sustav regulatora uvesti korekcijske uređaje. Kod parnih turbina tu ulogu imaju mehanizmi regulacije turbine.

292

Slika 9.7 Pomak statičke karakteristike pod djelovanjem mehanizma regulacije turbine Da bi se klizač regulatora održavao na početnom položaju kada regulacijski ventil dođe u novi položaj (točka A na slici 9.4), moguće je pomaknuti središte B na poluzi za pomak ∆y. Tada, nakon završetka dinamičkog dijela reakcije regulatora, novo opterećenje će odgovarati novom početnom položaju klizača regulatora (točka C), a time i početnoj vrijednosti za kutnu brzinu ω. Djelovanje mehanizma regulacije može se objasniti na sljedeći način (slika 9.7). Kada povećamo opterećenje pod djelovanjem sustava regulacije, moment turbine se poveća s Mt1 na Mt2. U tom slučaju se vrijednost kutne brzine u ustaljenom stanju smanjuje s ω0 na ω1 (točke 1 i 2). Mehanizam regulatora djeluje tako da oporavi nazivnu kutnu brzinu ω0 (točka 3) pr konstantnom momentu turbine Mt2. Ako nakon takvih ispravaka opterećenja postrojenja dođe do nove promjene momenta turbine i kutne brzine, istim polužjem biti će određen pomak regulacijskog ventila zbog pomaka klizača regulatora (slika 9.4). Nova statička karakteristika regulacije turbine će imati i dalje isti nagib, samo što će cijela linija biti paralelno pomaknuta. Mehanizam regulacije turbine može biti različit po konstrukciji, ali je princip njihovog djelovanja i dalje isti. Kontrolni mehanizam može promijeniti položaj veze u spoju između regulatora brzine vrtnje i izvršnog člana (u ovom slučaju regulacijskog ventila turbine). Tako na primjer regulator na slici 9.1 djeluje na promjenu kutne brzine pri čemu se mijenja otvaranje regulacijskog ventila.

9.6 Paralelni rad parnoturbinskih postrojenja U energetskim sustavima može istovremeno raditi više termoelektrana s parnim turbinama i njihovim električnim generatorima povezanim u paralelni rad. Parne turbine se mogu razlikovati ovisno o kapacitetu i statičkim karakteristikama, ali se frekvencija električne izmjenične struje održava konstantnom na način da sve elektrane rade u sinhronizmu (tj. u poklapanju sinusoida promjene napona). Pogledajmo kao primjer, paralelni rad turbinskih postrojenja I i II (slika 9.8). Pretpostavljamo da obje elektrane rade u ustaljenom radu, tj. bez promjena parametara u vremenu. U početnom trenutku, momenti obje turbine su Mt1

I, odnosno Mt2II. Frekvencija izmjenične struje, sukladna kutnoj brzini ω0

jednaka je za obje termoelektrane. Ako povećamo opterećenje električne mreže, frekvencija izmjenične struje će se smanjiti za ∆ω. Ovisno o nagibima statičkih karakteristika turbine (∆ωI

max i ∆ωIImax ili δI i δII), moment na turbini I će

porasti za ∆MtI, a na turbini II za ∆Mt

II. Ukupna promjena momenta će biti:

II

t

I

tt MMM ∆+∆=∆ ( 9.10 )

Veličine promjene momenata na pojedinim turbinama možemo naći iz sličnosti trokuta (slika 9.8):

I

I

t

I

t MMmax

max, ωω

∆∆

=∆

293

Slika 9.8 Paralelni rad parnoturbinskih postrojenja

II

II

t

II

t MMmax

max, ωω

∆∆

=∆

Zamjenom izraza za promjene momenata na pojedinim turbinama u jednadžbu (9.10) dobivamo:

∆+

∆∆=

∆∆

+∆∆

=∆II

II

t

I

I

t

II

II

tI

I

tt

MMMMM

max

max,

max

max,

maxmax,

maxmax, ωω

ωωω

ωω

Dijeljenjem i množenjem desne strane jednadžbe s ω0, dobivamo:

+

∆=

∆+

∆∆

=∆II

II

t

I

I

t

II

II

t

I

I

t

t

MMMMM

δδωω

ωω

ωω

ωω max,max,

0max

max,0

max

max,0

0

( 9.11 )

Prema tome, promjena opterećenja električne mreže se dijeli među turbinama u paralelnom radu direktno proporcionalno njihovim snagama i obrnuto proporcionalno stupnju neregularnosti njihovih sustava regulacije. Energetski sustav može sadržavati samo jednu termoelektranu u pogonu. Ukupni kapacitet sustava

jednak je sumi ∑=

n

i

i

tM1

. Tada je moguće odrediti stupanj neregularnosti sustava. Po analogiji jednoga

samoga postrojenja, može se odrediti stupanj neregularnosti regulacije frekvencije sustava pomoću takozvanoga stupnja percepcije vanjskoga opterećenja:

s

ssn

i

i

t

t

M

M

δωω

ωω

ωω

ωω 1

0max

0

0max

1

∆=

∆∆

=∆∆

=∆

∑=

( 9.12 )

gdje je ∆ωs

max neregularnost regulacije sustava, a δs je stupanj neregularnosti regulacije frekvencije u sustavu. Iz jednadžbe (9.12) možemo naći:

t

n

i

i

t

sM

M

∆∆

=∑=1

max,

0ωω

δ

Uz pretpostavku za ∆Mt po jednadžbi (9.11) imamo:

294

∑

∑

=

==n

i i

i

t

n

i

i

t

sM

M

1

max,

1max,

δ

δ ( 9.13 )

Omjer Mt

imax/δi je stupanj percepcije vanjskoga opterećenja. Stupanj neregularnosti regulacije

frekvencije u sustavu možemo pokazati kao omjer ukupnog kapaciteta svih elektrana u sustavu prema sumi stupnjeva percepcije vanjskoga opterećenja svih elektrana. Pri paralelnom radu nekoliko turbinskih postrojenja na zajedničkoj električnoj mreži, utjecaj mehanizma regulacije (turbinskog postrojenja) se donekle razlikuje od utjecaja koji daje u radu izoliranog turbinskog postrojenja. Nastaviti ćemo analizirati primjer koji smo koristili u izvođenju jednadžbe (9.12). Sada ćemo djelovati na mehanizam regulacije u sustavu regulacije turbine I nakon što je opterećenje povećano za ∆Mt, a frekvencija smanjena za ∆ω. Mi pokušavamo povećati kutnu brzinu postrojenja pri povećanom protoku pare kroz turbinu. Nakon povećanja frekvencije (prijelazom s točke 2 na točku 3), regulacijski sustav turbinskog postrojenja II će zatvoriti svoj dovod pare u turbinu i smanjiti će moment turbine za ∆Mt

II. Uz pretpostavku da je sve to vrijeme vanjsko opterećenje konstantno (tj. vrijednost ∆Mt ostaje konstantna), smanjenje momenta turbine II za ∆Mt

II stvara dodatno opterećenje na turbini I i povećava protok pare kroz nju. Smanjenje brzine vrtnje i frekvencije na turbini I aktivira sustav regulacije na toj turbini (prijelaz iz točke 3 u točku 4). Kombinacija regulacijskih procesa će oporaviti nazivnu frekvenciju ω0, ali će opterećenje turbine I dodatno narasti za ∆Mt

II i ukupni porast momenta na turbini I će biti:

II

t

I

tt MMM ∆+∆=∆

Djelovanjem na regulacijski mehanizam turbine I mi smo ubrzali sva povezana turbinska postrojenja vezana u paralelni rad i povećali opterećenje turbine I.

9.7 Ukupna neosjetljivost sustava regulacije Pri paralelnom radu turbinskih postrojenja u zajedničkoj energetskoj mreži, promjene frekvencije u sustavu ne iziskuju nužno akciju sustava regulacije. Ako se frekvencija promijeni za ∆ω1 i ako to nije ispod praga neosjetljivosti zadanog sustava regulacije (slika 9.9), moment na promatranom turbinskom postrojenju se neće promijeniti. Ako se međutim frekvencija promijeni u nekom sljedećem trenutku za +∆ω2, tj. u smjeru suprotnom od ∆ω1, regulacijski sustav neće reagirati na tu promjenu frekvencije ako je radna točka zadane turbine još uvijek u području neosjetljivosti (slika 9.9). Pošto se frekvencija u energetskom sustavu stalno mijenja, točke statičke karakteristike različitih sustava regulacije su proizvoljno locirane unutar područja neosjetljivosti od njene gornje pa sve do donje granice. Da bi približno ocijenili utjecaj neosjetljivosti pojedinih sustava regulacije na svojstva svih uključenih i povezanih turbinskih postrojenja u električnoj mreži izmjenične struje, pogledajmo pojednostavnjeni primjer. Pretpostavimo da sustav sadrži n turbinskih postrojenja jednake snage s regulacijskim sustavima koji imaju jednake karakteristike neregularnosti i neosjetljivosti. Pretpostavimo također da su točke statičkih karakteristika svih sustava regulacije raspoređene jednoliko unutar područja njihove neosjetljivosti. Promjena frekvencije unutar područja neosjetljivosti, tj. za ωω ∆<∆ 21 će se aktivirati samo oni

regulacijski sustavi čije su točke karakteristika udaljene za ∆ω1 ili manje od donje granice neosjetljivosti. Pri jednolikoj razdiobi točki karakteristika, broj turbinskih postrojenja u kojima će doći do promjene zakretnog momenta će biti:

295

Slika 9.9 Utjecaj područja neosjetljivosti na rad sustava regulacije

niωω∆∆

=2

1

Ukupna promjena snage će biti:

max,1max

1tt MnM

ωω

∆∆

=∆ ( 9.14 )

Ako regulacijski sustav ima nulu kao širinu pojasa neosjetljivosti, ista promjena frekvencije izazvati će promjenu zakretnog momenta od:

max,max

11 tt MnM

ωω

∆∆

=∆ ( 9.15 )

Omjer povećanja zakretnih momenata je:

εωω

2

1

0

1

1

∆=

∆∆

t

t

M

M ( 9.16 )

Ako je relativna promjena frekvencije 01 ωω∆ proporcionalna širini područja neosjetljivosti, tada

imamo:

2

1

1

=∆∆

t

t

M

M

tj. pri malim promjenama frekvencije (unutar područja neosjetljivosti), utjecaj neosjetljivosti na pojedine regulacijske sustave je otprilike polovica utjecaja u radu jednog izoliranog turbinskog postrojenja. Pri odstupanjima frekvencije izvan područja neosjetljivosti pojedinih sustava regulacije, tj. pri

ωω ∆>∆ 21 , promjena ukupnog zakretnog momenta će biti:

max,0

1max,

0

1max,21 22 tttttt M

nM

nMnMMM

δε

ωω

δε

ωω

δε

−

∆=

−

∆+=∆+∆=∆

gdje je:

max,1 2 tt MnMδε

=∆

296

ukupna promjena momenta svih turbinskih postrojenja prouzročena promjenom frekvencije unutar područja neosjetljivosti, a:

max,0

12 tt M

nM

δε

ωω

−

∆=∆

je ukupna promjena momenta svih turbinskih postrojenja prouzročena promjenom frekvencije izvan područja neosjetjivosti. Pri promjeni frekvencije u sustavu s nultom širinom neosjetljivosti sustava regulacije pojedinačnih postrojenja, promjena zakretnog momenta bi bila:

max,0

10 tt M

nM

δωω∆

=∆

Utjecaj neosjetljivosti prikazujemo omjerom:

0

1

0

1

0

1

0 21

2

ωωε

ωω

εωω

∆−=

∆

−∆

=∆∆

t

t

M

M ( 9.17 )

Za izolirano turbinsko postrojenje, utjecaj neosjetljivosti je definiran jednadžbom:

max,0

1

0

1

max,

0

11 1 t

t

t MM

Mωδω

ωωε

δε

ωω ∆

∆−=

−

∆=∆ ( 9.18 )

Usporedba jednadžbi (9.17) i (9.18) pokazuje nam da je utjecaj neosjetljivosti sustava regulacije za veći broj parnoturbinskih postrojenja vezanih u sustav manji od onoga za izolirano parnoturbinsko postrojenje i da se taj utjecaj smanjuje s povećanjem broja parnoturbinskih postrojenja u sustavu.

9.8 Servomotor u sustavu regulacije Razvojem parnoturbinskih postrojenja, sile kojima para djeluje na izvršne organe su se višestruko povećale, da je nemoguće koristiti sustave direktne regulacije. Uvedeni su mehanizmi s pojačanjem koji na sebe preuzimaju izvršnu ulogu postavljanja regulacijskog organa (na primjer regulacijskog ventila turbine) u pravi položaj, za što su potrebne velike sile, da pritom zadržavaju sile u mehanizmu regulatora i dalje dovoljno malima. Često se to provodi na način da klizač regulatora pokreće klip hidrauličkog razvodnika, koji se upravlja hidraulički cilindar za pogon izvršnog regulacijskog člana (regulacijskog ventila), tako da je moguće ostvariti velike sile čak i u mirovanju regulatora. Servomotor ili servouređaj je upravljan hidrauličkim razvodnikom, čiji se klip može pomicati vrlo malim silama. Jedna od mogućih shema sustava regulacije sa servomotorom prikazana je na slici 9.10. Regulator brzine 1 djeluje na klip razvodnika 3 preko polužja ABC. Klip razvodnika upravlja sa dovodom hidrauličkog ulja iz pumpe 6 u cilindre servomotora 4. Klip servomotora vezan je fiksno na regulacijski ventil 5 turbine. Kontrolni mehanizam koji omogućuje namještanje željene frekvencije ω je izveden kao namjestiva točka C na polužju.

297

Slika 9.10 Shema sustava regulacije sa servomotorom Pretpostavimo da se vanjsko opterećenje zakretnim momentom Mel smanjilo. To je prouzročilo povećanje kutne brzine rotora turbine i pomak utega centrifugalnog regulatora na van. Istovremeno se klizač A pomaknuo na više za ∆x. Time se ujedno pomaknula i točka 2 i pomaknula klip razvodnika 3 za ∆y. Hidrauličko ulje se sada može dovoditi u gornju komoru hidrauličkog cilindra 4 i pomiče ga za hod ∆z na niže. Klip istovremeno pritvara regulacijski ventil 5 turbine i smanjuje protok pare. Na taj se način smanjuje moment turbine Mt. Kutna brzina će se početi smanjivati. Klizač regulatora (točka A) će se početi vraćati u svoj početni položaj, tako da će istovremeno zakretanje poluge ABC oko točke C dovesti klip razvodnika u raniji neutralni položaj i cijeli postupak ispravke kutne brzine bi time bio završen. U svim položajima regulacijskog ventila 5, tj. klipa servomotora 4, klizač regulatora (točka A) će uvijek biti u istom ravnotežnom položaju. To je moguće samo ako je kutna brzina ostala konstantna nakon procesa regulacije, kada je uspostavljena nova ravnoteža momenata turbine i opterećenja. U promatranom slučaju imali smo sustav regulacije koji je održao zadanu kutnu brzinu bez statičke greške, tako da je stupanj neregularnosti ovoga sustava regulacije jednak nuli. Takav sustav koji je u stanju održavati konstantnu kutnu brzinu nazivamo proporcionalno - integrirajući sustav regulacije. Analizirajmo cijeli proces regulacije u takvom sustavu pri promjenama radne točke, tj. ustaljenog opterećenja od jednog do drugog. Pretpostavimo da je došlo do pune promjene vanjskoga opterećenja, pri čemu je najprije došlo do povećanja kutne brzine za ∆ω (slika 9.11). Istovremeno dolazi do pomaka klizača regulatora (točka A) naviše za hod ∆x, zbog čega se pomiče poluga ABC i do pomaka točke B na više za hod ∆y. Pomak klipa razvodnika otvara protok hidrauličkog ulja prema komori hidrauličkog cilindra, tako da će se klip pomaknuti na niže za hod ∆z. Za isti hod se zatvara regulacijski ventil turbine i smanjuje protok pare kroz turbinu. U određenom trenutku t1, regulacijski ventil je došao do položaja za prazni hod (Mt,ir = Mfr) nakon čega se kutna brzina prestaje rasti. U tom je trenutku razvodnik još uvijek u položaju iznad nultog položaja i hidrauličko ulje još dotječe u gornju komoru hidrauličkog cilindra, tako da klip i dalje spušta regulacijski ventil do njegovog potpunog zatvaranja (u trenutku t2). Počevši od trenutka t1 u kojemu se moment unutarnjih otpora izjednačio s pogonskim momentom, kutna brzina se je počela smanjivati. Pretpostavimo da smo došli do položaja ∆y = 0 u trenutku t3. Pošto je regulacijski ventil još uvijek zatvoren, kutna brzina se i dalje smanjuje. Pri pomaku klizača regulatora na niže, klip razvodnika će se pomaknuti na niže i otvoriti dovod hidrauličkog ulja u komoru ispod klipa u hidrauličkom cilindru.

298

Slika 9.11 Rad sustava regulacije sa servomotorom tijekom promjena opterećenja Klip će se početi dizati i istovremeno otvarati regulacijski ventil. Istovremeno se povećava protok pare kroz turbinu. U trenutku t4 postignuta je nova ravnoteža zakretnih momenata. U isto vrijeme, obzirom da još nismo postigli kutnu brzinu ω0, ulje se još uvijek dovodi u hidraulički cilindar i kutna brzina će se početi povećavati. Kako možemo vidjeti iz slike 9.11, novo ravnotežno stanje će se uspostaviti tek nakon nekoliko oscilacija u sustavu regulacije. Gibanje pojedinih elemenata regulacijskog sustava ne ovisi samo o regulatoru, već i o sustavu koji reguliramo, možemo reći da sve ovisi o strukturi cijeloga regulacijskog sustava. Isto tako možemo reći da će se oscilacije pojaviti u svim slučajevima ove vrste regulacije. Oscilacije u akciji regulacijskog sustava treba izbjeći. Ako razvodnik u trenutku t1 dovedemo u nulti položaj (crtkana krivulja za ∆y = f(t) na slici 9.11) to će utvrditi ravnotežu momenata i klip servomotora treba blokirati u tom položaju. Pošto je u tom trenutku kutna brzina veća od nazivne ω0, klizač regulatora se u tom trenutku ne može vratiti u neutralni položaj. To nas navodi na zaključak da se razvodnik može vratiti u neutralni položaj samo ako položaj klipa ne ovisi samo o položaju klizača regulatora. Dijagram takve regulacije brzine (položaji su isti kao oni na slici 9.10) prikazan je na slici 9.12. U tom slučaju poluga ABC služi kao povratna veza za klip servomotora.

Slika 9.12 Sustav regulacije s povratnom vezom i mehanizam regulacije turbine

299

Slika 9.13 Sustav regulacije s dva stupnja pojačanja Ako usporedimo sheme na slikama 9.10 i 9.11, možemo zapaziti da u drugom slučaju, kada se klip servomotora giba u smjeru suprotnom od gibanja klizača regulatora, smanjuje se hod klipa razvodnika, čime se smanjuje dotok ulja u komore hidrauličkog cilindra servomotora. Time se smanjuje brzina hoda klipa servomotora i regulacijskog ventila, čime se smanjuju oscilacije u sustavu regulacije. Bitno svojstvo povratne veze je da zadržava klip razvodnika u neutralnom položaju. Pretpostavimo da u ustaljenom položaju sustava dođe do slučajnog gibanja klipa servomotora na niže (recimo zbog propuštanja ulja mimo klipa). Povratna veza će tada prouzročiti da se klip razvodnika 3 (na slici 9.12) počinje gibati na niže i otvoriti dovod ulja u komoru ispod klipa servomotora. Klip se počinje dizati u neutralni položaj i počinje se uspostavljati ranija ravnoteža sustava. Osim mehaničkih spojeva, hidrauličko spajanje među pojedinim elementima se isto tako mnogo koristi u sustavima regulacije. Tako je na slici 9.13 prikazana shema sustava regulacije u kojemu se impulsi regulatora brzine 1 hidraulički prenose pomoću razvodnika 3 na servomotor 2. Sile koje djeluju na klip servomotora su:

1zkApx =

To jednadžbu možemo prikazati u inkrementima:

1zkApx ∆=∆

gdje je k krutost opruge, A je površina klipa izložena djelovanju tlaka ulja px, a z1 je deformacija opruge. U ovome servomotoru povratna veza osigurana je oprugom. Jednadžba očuvanja mase za protok hidrauličkog ulja prema oznakama na slici 9.13 je:

( )ρ

µρ

µ xx

x pf

ppf

222

001 =

− ( 9.19 )

gdje je f0 protočni presjek otvora prigušnice na dovodu ulja u regulacijski krug, fx je protočna površina regulacijskog otvora a razvodniku 3, µ1 i µ2 su koeficijenti protoka za prigušnicu, odnosno razvodnik, a ρ je gustoća ulja. Možemo pokušati dobiti linearnu ovisnost između recipročne vrijednosti pomaka 1/x klizača regulatora i tlaka px. Zamjenom za fx u jednadžbi (9.19), dobivamo:

22

2

2

010 1

2 xb

fppx

=

µµ

300

Neka je otvor fx profilirano promjenom njegove širine, kako bi se zadržala linearna ovisnost između px i 1/x. To će biti moguće ako ispunimo uvjet:

xa

fppx

1

2

2

2

010

=

µµ

( 9.20 )

gdje je xba 2= konstanta, a xab = je širina otvora.

Kako jasno vidimo iz jednadžbe (9.20), px ne ovisi samo o 1/x, ali i o tlaku p0, tj. o položaju klipa 2 servomotora (slika 9.13) već ovisi i o promjenama tlaka u fluidu. Ovo izričito zahtijeva da se p0 vrlo strogo održava i regulira na zadanoj razini. Razvodnik 3 na slici 9.13 naziva se direktni razvodnik, dok se razvodnik 3 na slici 9.12 naziva isključni razvodnik. Strujanje kroz direktni razvodnik je kontinuirano, dok je protok kroz isključni ventil ili uključen ili isključen (kada je klip razvodnika u neutralnom položaju). Pretpostavimo da para djeluje na struk regulacijskog ventila silom FR (slika 9.12). Ova sila je suprotnog smjera od sile razlike tlaka p2 - p1. Ako je A aktivna površina klipa, ravnoteža sila nam daje: ( ) RFApp =− 12 ( 9.21 ) gdje je p2 < p0 i p1 > 0. Ako postane p2 = p0, povećanje sile FR se može uravnotežiti samo smanjivanjem tlaka p1. Krajnja vrijednost za tlak p1 je tada p1 = 0. Tada je maksimalna razlika tlakova jednaka p0. Odgovarajuća maksimalna sila na klip je ona koja se suprotstavlja sili FR,max tako da je:

ApFR 0max, =

Sila FR,max se naziva sila povratnog namještanja. Bitno je napomenuti da sila p0A djeluje u servomotoru bez obzira u kojemu se položaju nalazi klip. Prema tome, maksimalni rad toga hidrauličkog servomotora je:

max0max zApW ∆=

gdje je ∆zmax maksimalni hod klipa servomotora. Kada je klip servomotora u proizvoljnom položaju i kada vrijedi jednadžba (9.21), tlakove p1 i p2 možemo dobiti samo prigušivanjem protoka ulja u razvodnom ventilu. Protok je određen propuštanjem između klipa cilindra servomotora, kroz brtve stapajice i kroz zračnosti na razvodniku. Sva propuštanja se automatski kompenziraju odgovarajućim pomakom klipa razvodnika van iz neutralnoga položaja. Pogledajmo sada utjecaj vanjske sile FR na rad servomotora s direktnim ventilom (razvodnikom). Sile ravnoteže su definirane jednadžbama:

zkApx = ili zkApx ∆=∆

Ako je na primjer vanjska sila FR usmjerena na dolje, jednadžba ravnoteže sila će biti:

Rx FzkAp +∆= ( 9.22 )

Bilo koja promjena vanjske sile FR prouzročiti će odgovarajući pomak klipa servomotora, tako da će jednadžba (9.22) imati oblik:

1,1 Rx FzkAp +∆=

301

Slika 9.14 Regulacijski sustav s hidrauličkom povratnom vezom Oduzimanjem druge jednadžbe od prve, daje nam jednadžbu: ( ) RR FFzzk −=∆−∆ 1,1

ili: sve promjene vanjske sile će uvijek prouzročiti odgovarajući pomak klipa servomotora. Zbog toga, servomotori ove vrste se preporučuju samo u primjeni kao ograničena pojačala s relativno malom promjenom sile FR. Servomotor s oprugom ima prednost u tome što zatvara dovod pare u slučaju da se tlak hidrauličkog ulja slučajno smanji na nulu (slika 9.13). Korištenje ovoga servomotora kao glavnoga, tj. za pomicanje regulacijskog ventila turbine, s oprugom za povratak u zatvoreni položaj, može biti opremljen krutom povratnom vezom za prijenos gibanja klipa servomotora na klip razvodnika. Shema ovakvoga sustava prikazana je na slici 9.14. Hidrauličko ulje se dovodi samo u komoru na donjoj strani klipa servomotora 4 s oprugom 2 putem isključnog razvodnika 3. Jednadžba ravnoteže sila za ovaj servomotor je:

RFzkAp =−1 ( 9.23 ) U tom slučaju, promjena sile FR s malim otklonima klipa rzvodnika 3 će prouzročiti samo promjene tlaka p1, tj.:

1,2 RFzkAp =−

ili oduzimanjem od ranije jednadžbe, dobivamo: ( ) 1,21 RR FFApp −=−

302

Pri relativno velikim pomacima klipa razvodnika i konstantnoj vrijednosti ∆z1, moguć je mali pomak servomotora, koji će promijeniti protok pare na turbini i time kutnu brzinu rotora. To će zatim prouzročiti kompenzacijski pomak među-servomotora 5 putem impulsa (komande) regulatora brzine vrtnje 1.

9.9 �eosjetljivost regulacije pomoću servomotora Kao što je ranije pokazano, bilo koja promjena vanjske sile na servomotoru prouzročiti će odgovarajući pomak klipa regulacijskog razvodnika, manji hod za isključni ventil i veći hod za direktni ventil, koji uvijek ometa linearnu zavisnost između regulatora brzine i glavnog servomotora. Prije nego razmotrimo utjecaj vanjskih sila na statičke karakteristike sustava regulacije, najprije ćemo nacrtati ove karakteristike za sustav prikazan na slici 9.14. Pri promjeni opterećenja turbinskog postrojenja od praznoga hoda do maksimalnoga, klip servomotora 4 se pomakne za hod ∆zmax. Pri stalnom neutralnom položaju klipa razvodnika 3, točka veze između stapajice klipa servomotora 5 na polugu prijenosa će se pomaknuti za hod ∆z1,max. Omjer hodova će biti:

ba

a

z

z

+=

∆

∆

max

max,1 ( 9.24 )

tj. biti će neki konačni broj. Pomak klipa servomotora 5 vezan je uz konačnu promjenu tlaka px koja je određena pomakom klizača regulatora 1. Odgovarajuće ovisnosti prikazane su na slici 9.15. Pogledajmo sada kako promjene vanjske sile mogu utjecati na karakteristike sustava regulacije, uzimajući kao primjer sustav regulacije prikazan na slici 9.14. Ravnoteža sila koje djeluju na klip servomotora 4 određena je jednadžbom (9.23) koju možemo zapisati po inkrementu sile:

RFzkAp ∆=∆−∆ 1 ( 9.25 ) Pretpostavimo na početku da povećanje sile FR pod statičkim uvjetima ne podrazumijeva pomak klipa servomotora, tj. da je ∆z = 0. Jednadžba (9.25) će sada biti:

RFAp ∆=∆ 1 (za ∆z = 0)

Slika 9.15 Dijagram u 4 kvadranta po Ščegljajevu

303

Slika 9.16 Servomotor s hidrauličkom oprugom Povećanje tlaka p1 moguće je samo pri određenom pomaku ∆y klipa razvodnika na gore. Pod statičkim uvjetima, do ovoga će doći samo ako na gore pomaknemo klip servomotora 5 zbog povećanja tlaka px, pri čemu će doći do pomaka klipa razvodnika na niže i do smanjenja kutne brzine. Ove promjene ćemo prikazati grafički za položaj elemenata sustava regulacije kao na slici 9.15. Točka 1 prikazuje opterećenje koje ostaje nepromijenjeno pri promjeni vanjske sile. Slično tome, točka 1I (vrijednost od z) isto ostaje nepromijenjena, ali je točka, koja određuje položaj z1, pomaknuta na lijevo (točka 1II), koja po konstantnoj karakteristici regulatora brzine uzrokuje promjenu kutne brzine ω (točka 1III). Pošto je opterećenje ostalo isto (po definiciji), točka 1IV će biti ispod krivulje Mt = f(ω), tj. statičke karakteristike sustava regulacije. Svi prijenosni omjeri sustava regulacije ostali su neizmijenjeni, zbog čega smo novu krivulju Mt = f(ω) dobili paralelnim pomicanjem statičke karakteristike. Prema tome, promjena sila koje djeluju na klip glavnoga servomotora daje isti pomak statičke karakteristike, kao onaj dobiven djelovanjem mehanizma regulatora. Bez ponavljanja detalja, može se pokazati da promjena vanjskih sila koje djeluju na klip 5 isto tako uzrokuje da se karakteristika paralelno pomiče. Pošto predznak ovog pomaka ne ovisi o smjeru pomaka u sustavu regulacije, oblik statičke karakteristike se može promijeniti samo ako se ∆FR mijenja s pomakom klipa 4. Ova sila za sebe ne može prouzročiti neosjetljivost regulacije ako ne uzrokuje pojavu dodatnih sila trenja. Najvjerojatniji uzrok pojave sila trenja je opruga 2 servomotora. Pri kompresiji opruge, ekscentrično djelovanje sile može prouzročiti moment savijanja koji se može kompenzirati stvaranjem odgovarajućeg momenta sila reakcije u osloncima i kao posljedica njihovog djelovanja nastati će i sile trenja. U konstrukciji servomotora koji služe kao među-pojačala s direktnim razvodnicima (5 a slici 9.14), najkritičnija točka je kako postići smanjenje sila trenja zbog djelovanja opruga koje uravnotežuju silu pxA (slika 9.13) pomoću hidrauličkog uređaja. Kako bi sila koju stvara hidraulički uređaj poslužila i kao povratna veza, regulacija tlaka za uravnoteženje mora biti vezana za gibanje klipa servomotora. Jedna od mogućih izvedbi takvoga servomotora prikazana je na slici 9.16. Servomotor je napravljen slično kao i servomotor na slici 9.13, ali je opruga zamijenjen prigušnim konusom 4 koji mijenja protočnu površinu odvodnog otvora (drenaže) gornje komore servomotora. Kada se kutna brzina smanji, regulator 1 dijelom zatvara drenažni otvor (fx). Sukladno tome, povećava se tlak px ulja koje protječe kroz prigušnicu 2. Klip 3 pomiče se na gore i njegov konus sve više zatvara drenažni otvor (fy) Tlak py se povećava i na taj način uravnotežuje povećanu silu pxA. Prema tome, servomotor ima neku vrstu "hidrauličke opruge" koja eliminira ekscentrično djelovanje sila, ali povećava protok ulja u sustavu regulacije. Regulacijski sustav koji posjeduje određeni stupanj neosjetljivosti ne može djelovati, niti mijenjati ∆Mt ako se kutna brzina promijeni za 2∆ω. Veličinu ∆Mt relativno prema maksimalnoj promjeni momenta turbine možemo naći iz trokuta brzina:

δε

ωωωω

ωω

=∆∆

=∆∆

=∆∆

0max

0

maxmax,

22

t

t

M

M

pa prema tome,

304

max,tt MM ∆=∆δε

( 9.26 )

Prema pravilima rada turbine, dopušteni stupanj neosjetljivosti ε = 0.3% i δ = 5%. S ovim vrijednostima za ε i δ:

max,max, 06.05

3.0ttt MMM ∆=∆=∆

Za turbinsko postrojenje, ova promjena opterećenja je proporcionalna promjeni zakretnog momenta po jednadžbi (9.26). Za postrojenje snage 300 MW to bi iznosilo 18 MW. Pri većem broju turbinskih postrojenja u paralelnom radu se to može smanjiti na 9 MW. Takve promjene opterećenja pojedinog turbinskog postrojenja se obično ne opažaju, obzirom da dinamičke karakteristike servomotora nisu takve da bi oni trenutno reagirali na brze promjene frekvencije. Njihova je reakcija spora i oni kompenziraju te promjene korekcijskim djelovanjem mehanizma regulacije. Najdjelotvornija metoda održavanja konstantne frekvencije je da se u elektranu ugradi regulator frekvencije, koji može utjecati na sustave regulacije tog istog turbinskog postrojenja putem pojačanog signala, koji će biti pojačan znatno iznad praga neosjetljivosti i koji će djelovati na regulacijske sustave sve dok se ne oporavi frekvencija ω0. U tom slučaju, turbinsko postrojenje elektrane se može razvrstati po njihovom stupnju djelovanja, opterećenju i sposobnosti rada u promjenljivim uvjetima rada, tako da regulacija frekvencije ω0 bude neovisna o neosjetljivosti pojedinih regulacijskih sustava. U modernim velikim energetskim sustavima, simultano vezivanje većeg broja potrošača je teško moguće, tako da se opterećenje sustava mijenja relativno sporo. Treba isto tako imati na umu da dispečerski centar sustava ima često raspored očekivanih promjena opterećenja i operater može promijeniti opterećenje pojedinih turbinskih postrojenja u vremenu (šaljući ima naredbe za isključivanje ili uključivanje). To uzrokuje da su manje vjerojatne spontane promjene frekvencije i jako pojednostavnjuje problem regulacije frekvencije putem lokalnog regulatora frekvencije. Kontrolni mehanizam u sustavu regulacije turbinskog postrojenja se koristi i za automatsko startanje (upućivanje) turbine, no tada je glavni ograničavajući faktor razlika temperatura u metalu kritičnih elemenata turbine.

9.10 Zaustavljanje turbine u nuždi Suvremene turbine se ubrzavaju na nazivnu brzinu u 0.30 do 0.35 s. Pri smanjenju opterećenja, brzina vrtnje se može za to vrijeme promijeniti za ∆ωmax. Treba imati na umu da ue u prostorima između regulacijskih ventila i statorskih lopatica nalazi znatna količina pare, čiji protok, čak i kod naglog prekida dovoda pare, može dodatno povećati brzinu vrtnje rotora. Visoki specifični kapacitet modernih parnih turbina obuhvaća mogućnost izrade dovoljno jakih stupnjeva turbine, posebno onih zadnjih, koji će moći podnijeti povećanja brzine vrtnje, koja se mogu pojaviti pri rasterećenju turbine. Zbog toga je značajno da reakcija sustava regulacije bude čim brža, kako bi se spriječilo povećanje brzine vrtnje za 10 do 11% iznad nazivne brzine ω0. Moguće oštećenje turbine nakon pobjega zbog rasterećenja turbine može biti vrlo teško (zbog kvara na sigurnosnom uređaju), tako da proizvođači turbina jako paze da se takav pobjeg spriječi. Problem je dodatno otežan činjenicom da su situacije za rad u nuždi uvijek moguće i ne mogu se eliminirati od strane operatera, obzirom da kutna brzina može vrlo brzo prijeći u opasno područje. Zbog navedenih razloga parne turbine su opremljene zasebnim neovisnim sigurnosnim uređajem. Prvu liniju zaštite čini sam sustav regulacije, a drugu čini specijalni sigurnosni sustav. Ovaj posljednji uvijek sadrži regulator brzine, koji obično nazivamo regulator zaštite od pobjega i neovisni ventil za zaustavljanje koji prekida dovod pare na turbinu po naredbi uređaja za zaštitu od pobjega. Za razliku od sustava regulacije, djelovanje sigurnosnog sustava ne smije biti proporcionalno. Čim kutna brzina rotora

305

dosegne opasnu granicu, sigurnosni sustav mora odmah prekinuti dovod pare turbini. Pod takvim uvjetima je pogodno da se koristi statički nestabilni regulator brzine vrtnje koji se ponaša po pravilu

2ωmk < (vidi jednadžbu (9.2)). Spojka takvoga regulatora se odmah pomiče između dva krajnja

položaja čim kutna brzina dosegne vrijednost mk=ω .

Među ovim uređajima, na slici 9.17 prikazan je prstenasti regulator pobjega, koji se na turbinama najviše koristi. Relativno masivni prsten 1 je pričvršćen na vratilo 2. Prsten ima vodeći trn 3 koji ulazi u provrt na vratilu. Opruga 4, koja je pritisnuta na vratilo silom koju reguliramo maticom 5, drži prsten na mjestu. Prsten ima dva unutarnja udubljenja 6, koja se tijekom pregleda turbine ispune uljem. Veličina ovih udubljenja je takva da centrifugalna sila ulja uravnotežuje silu opruge i uređaj okida na graničnoj kutnoj brzini (brzini pobjega). To nam omogućuje da uređaj ispitamo na turbini koja je u radu, s time da smo prije toga isključili prijenos signala na glavni ventil za prekid dovoda pare u turbinu. Udubljenja 6 se pomoću daljinski upravljanog ventila pune uljem. Nakon ispitivanja i podešavanja te punjenja ulja, ulje se iz komora ispušta kroz male provrte. Ovaj sigurnosni uređaj se ispituje svakih 4000 sati rada turbine. Težište prstena se ispuštanjem ulja izmješta za radijus r iz osi rotacije. da uređaj proradi na nazivnoj brini vrtnje.

Slika 9.17 Prstenasti regulator pobjega (prekoračenja brzine vrtnje) Jedna druga izvedba sličnog uređaja prikazana je na slici 9.18. Prsten 1 je montiran na zatiku 3 na vratilu 2 i može se zakretati oko njega pod djelovanjem centrifugalne sile. Kao i kod ranijeg regulatora, težište prstena pomaknuto je za radijus r izvan osi rotacije. Sila prednapona u opruzi 4 regulira se maticom 5. Krak centrifugalne sile obzirom na zatik 3 i moment te sile značajno premašuju sile trenja na zatiku i time osiguravaju veliku osjetljivost okidanja uređaja.

Slika 9.18 Prstenasti regulator s bočnim ovješenjem Ruski proizvođači turbina koriste cilindrični regulator pobjega prikazan na slici 9.19. On se pričvršćuje na kraj vratila turbine i u biti se sastoji od dva regulatora. Težište uređaja se pomiče obzirom na os vrtnje tako da centrifugalna sila udarača nastoji izbaciti uređaj suprotno djelovanju sile prednapona opruge. Opruga 4 pritišće udarač na maticu za podešavanje 1. Podešavanje regulatora pobjega vršimo pomoću podešavanja prednapona opruge 4. Osi dva udarača su namještene tako da centrifuglne sile koje se razviju pri njihovu okidanju budu usmjerene uzajamno nasuprotno, kako bi se nakon okidanja uzajamno uravnotežile.

306

Slika 9.19 Cilindrični regulator pobjega Regulaciju prednapona u oprugama vršimo pomoću matica 1 tako da udarač iskoči van pod djelovanjem centrifugalne sile kada brzina vrtnje prijeđe nazivnu vrijednost za 10 do 12%. Izvedba regulatora pobjega se zasniva na principu statički nestabilnog regulatora, čija je kararkteristika prikazana na slici 9.3c. Pri prekoračenju centrifugalne sile iznad sile prednapona opruge, krutost opruge nije u stanju da svojom deformacijom kompenzira povećanje centrifugalne sile i udarači iskaču na van do svog krajnjeg položaja. Da bi se udarači vratili u svoj početni položaj potrebno je da se brzina vrtnje vrati na vrijednost nešto nižu od nazivne vrijednosti. Pouzdani rad sigurnosnog uređaja ovisi o pouzdanosti mehanizma koji povezuje okidanje regulatora pobjega sa sigurnosnim ventilom za prekid dovoda pare. Za tu namjenu se koristi cilindrični razvodnik. U cijeloj vezi treba predvidjeti neku vrstu osigurača kako bi se spriječilo ponavljano otvaranje sigurnosnog ventila, obzirom da će brzina vrtnje rotora još malo porasti nakon okidanja regulatora pobjega. Potrebno je spriječiti da se cijeli mehanizam resetira sam od sebe nakon okidanja pobjega, obzirom da tu akciju treba prepustiti samo operateru postrojenja. Novo otvaranje sigurnosnog ventila i ponovni dovod pare često mogu samo još više otežati neželjeno stanje i pogoršati posljedice. Jedna od mogućih izvedbi ovoga cilindričnog razvodnika prikazana je na slici 9.20. Pri brzini vrtnje na granici pobjega, regulator pobjega 1 okida i udara u polugu 2 koja se zakreće oko svog okretišta i pritisne na trn 3 i preko njega na klip razvodnika 4. Klip razvodnika dobiva sada ulje pod tlakom koje ulazi u prostore a, b i c. Površina klipa u komori a je veća nego ona u komori b i klip se giba na dolje do svog graničnog položaja. Pri svom gibanju klip razvodnika prekida dovod ulja u prostor c, koji je u vezi sa servomotorom sigurnosnog ventila za prekid dovoda pare turbini. Otvara se drenaža servomotora, tako da servomotor može do kraja zatvoriti sigurnosni ventil i zatvoriti dovod pare na turbinu. Kada se brzina vrtnje smanji, opruga u regulatoru pobjega će vratiti prsten u svoj nulti položaj, a razvodnik će ostati s klipom u svom donjem graničnom položaju. Sada operater može pritiskom na ventil 5 dovesti ulje pod tlakom u komoru d i podignuti klip razvodnika u njegov gornji granični položaj, obzirom da je suma površina klipa u komorama b i d veća od one u komori a. Nakon otpuštanja ventila 5 on se vraća u položaj drenaže ulja iz komore d i klip razvodnika se polako spušta u svoj neutralni položaj i cijeli uređaj je ponovno spreman za novi rad. Treba istaknuti da za vrijeme aktiviranja ventila 5 od strane operatera cijeli uređaj nije u stanju zaštititi turbinu, tako da je njegova odgovornost za to vrijeme velika. Za to vrijeme je razvodnik isključen iz svoga normalnog rada i

307

turbina nije zaštićena od mogućeg pobjega. Kako bi potpuno isključili tu mogućnost, ventil 5 je mehanički povezan s regulacijskim mehanizmom turbine i na taj način tvore jedinstveni uređaj, koji nakon aktivacije najprije stavlja cijeli regulacijski sustav u položaj potpunog zatvaranja regulacijskih ventila i tek nakon njihovog zatvaranja omogućuje aktivaciju ventila 5. Da bi osigurali rad sigurnosnog uređaja za zaštitu od pobjega, servomotor sigurnosnog ventila za prekid dovoda pare je u izvedbi prema slici 9.13 (2), tj. servomotor s razvodnikom za odvajanje i oprugom koja potiskuje klip servomotora i zatvara ventil za dovod pare. Na taj način. servomotor čim ostane bez napajanja uljem, automatski zatvara sigurnosni ventil i prekida dovod pare na turbinu.

Slika 20 Princip rada regulatora za zaštitu od pobjega Ako se sigurnosni ventil otvori odmah nakon krive aktivacije regulatora pobjega, para koja navali kroz otvoreni ventil može prouzročiti jaki udar koji je opasan za odrivni ležaj turbine. Da bi se to spriječilo, mnogi proizvođači turbina koriste različite blokade koje sprječavaju da se sigurnosni ventil otvori kada su otvoreni regulacijski ventili. Takva se blokada sastoji u tome da servomotor sigurnosnog ventila ima klip koji će biti u stanju stvoriti dovoljno veliku silu da se pod tlakom pare ne otvori sigurnosni ventil, pa se na taj način sprječava parni udar na turbinu. Prema međunarodnim normama, sustav regulacije brzine vrtnje i zaštita od pobjega moraju omogućiti odgovarajuću sigurnost sustava, čak i kada je neki od tih sustava u kvaru. Kada turbina normalno radi na punom opterećenju, u radu je smo sustav regulacije brzine vrtnje, dok je zaštita od pobjega aktivna, ali nije aktivirana.Prema pravilima rada turbinskih postrojenja, sve sustave regulacije treba periodički provjeravati na ispravnost njihovoga rada. Zaštita od pobjega se ne smije slučajno aktivirati kada naglo rasteretimo turbinu. To je ujedno i kontrola brzine djelovanja regulacijskog sustava. Na nesreću, brzina aktivacije zaštite od pobjega se ne može provjeriti na taj način. Ona se jedino može namjestiti d se aktivira na brzini vrtnje koja je 10 do 12% viša od nazivne brzine vrtnje. Po međunarodnim normama je sada potrebno izračunati koju će brzinu vrtnje dosegnuti rotor pri rasterećenju turbine s punoga opterećenja pri isključenom sustavu regulacije uzimajući u obzir dodatno ubrzanje rotora s parom koja je zadržana u prostorima unutar i prije turbine, ali iza sigurnosnog ventila. Prema proračunima, para je u stanju dodatno ubrzati rotor za 7 do 8% od nazivne brzine vrtnje. Prema tome, ukupni porast brzine vrtnje će biti 17 do 19% od nazivne brzine vrtnje. U svakom slučaju se preporučuje da se turbinsko postrojenje testira u takvim uvjetima.

U servomotor

Drenaža

308

Za određivanje krajnje brzine vrtnje nult predložena je praktična metoda. S turbinskim postrojenjem koje radi na punom opterećenju se razvodnim ventilom na daljinsko upravljanje aktivira servomotor sigurnosnog ventila bez odspajanja generatora turbine iz mreže. Na taj način ne dolazi do povećanja brzine vrtnje i sustav regulacije brzine vrtnje ne može reagirati. Tijekom toga ispitivanja bilježi se snaga generatora. Da je generator bio isključen iz mreže, to je snaga koju bi razvila turbina i ona bi se utrošila za pogon rotora i povećanje kinetičke energije. Na taj način je moguće iz dobivenih podataka izračunati povećanje brzine vrtnje rotora kada bi generator isključili iz mreže.