Full resolution (JPEG) - On this page / på denna sida - 1958, H. 46 - Radial-axialturbin med stort ångavlopp, av Carl Larsson
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
Below is the raw OCR text
from the above scanned image.
Do you see an error? Proofread the page now!
Här nedan syns maskintolkade texten från faksimilbilden ovan.
Ser du något fel? Korrekturläs sidan nu!
This page has never been proofread. / Denna sida har aldrig korrekturlästs.
Radial-axialturbin
med stort ångavlopp
Direktör Carl Larsson, Finspång
621.1&5
Inom ångkrafttekniken har utvecklingen gått
mot allt större maskinenheter och man har
idag anläggningar på 325 MW i drift medan
man arbetar på beställningar på 550 MW.
Motivering för den stora enheten är framförallt en
lägre anläggningskostnad per kW. En ökning
i storlek medger även en sänkning av
värme-förbrukning och personalkostnader. Den
optimala storleken utgör en viss procent av
näteffekten och då näten snabbt växer dels genom
sammanslagning av mindre nät och dels
genom den ökande elkonsumtionen kan man
förvänta en fortsatt tillväxt av effektstorleken.
Samtidigt har de ständigt stegrade
bränslepriserna ställt krav på en förbättrad
verkningsgrad och utvecklingen har därför gått
Bearbetning av föredrag i Mekanik den 11 mars 1958.
Losfraktor
Fig. 1. Exempel på kapitaliserat värde i procent av
turbinpriset för 1 °/o verkningsgradsförbättring;-
bränslekostnad 1,15 öre/kWh bränslevärme, –-
bränslekostnad 0,15 öre/kWh bränslevärme.
mot högre tryck och temperatur med
mellan-överhettning i ett eller flera steg. Det högre
trycket motiverar då också ett ökat antal
avtappningar för matarvattenförvärmning.
Avloppsareans optimala storlek
Vid utvecklingen av allt större effektenheter
har man mött en del tekniska begränsningar
som för turbinbyggarnas del framförallt legat
på turbinens avloppssida. Avloppsarean hos
skovelsystemet måste nämligen anpassas till de
växande ångvolymerna för att inte förlusten i
avloppet skall bli alltför stor. Denna förlust
brukar vara 2—3 men kan i extremfall vara
väsentligt större.
Med kännedom om anläggnings- och
bränslekostnader, kapitaliseringsfaktor och
drifttim-mar per år kan man beräkna ett kapitaliserat
värde för en verkningsgradsförändring, fig. 1.
Härvid måste man givetvis ta hänsyn inte bara
till turbinens anläggningskostnad utan till hela
stationens. Detta värde får sedan vägas mot
den förändring i anläggningskostnad man kan
förvänta för ifrågavarande
verkningsgradsändring. Vinsten är givetvis en funktion av
drifttid och belastning, här uttryckt som en
lastfaktor där värdet 1 innebär körning med
full last under årets alla timmar. Man bör
observera att även om bränslepriset är noll så lönar
det sig att lägga ned en viss merkostnad i
tur-binanläggningen för att förbättra
verkningsgraden, allt under förutsättning att man någon
gång behöver den maximala effekten. Det är
som synes väsentliga merkostnader som kan
motiveras av en verkningsgradsförbättring i
synnerhet som bränslepriset oftast ligger vid
det högre värdet i diagrammet. Det är därför
nödvändigt att göra en optimering av olika
anläggningsdelar. Detta gäller inte minst
turbinens avlopp, vilket dessutom accentueras vid
ökande maskinstorlek.
Stal-turbinernas avloppsarea
Den ursprungliga Ljungström-turbinen var en
ren radialturbin (Tekn. T. 1950 s. 33). Kravet
TEKN ISK TI DSKRI FT 1958 1221
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
