ЛекцииГМ2

кольцо выполнено из шести, а нижнее — из восьми частей. Это позволяет пронести уплотнительные кольца по частям между лопатками направляющего аппарата.

Длительный период эксплуатации рабочих колес на Плявиньской ГЭС подтвердил надежность данной конструкции.

Лекция 21.

Конструкции рабочих колес поворотно-лопастных осевых гидротурбин.

21.1 Основные характеристики поворотно-лопастных рабочих колес.

Поворотно-лопастные осевые рабочие колеса применяются для осевых и диагональных гидротурбин. В таком рабочем колесе закрученный направляющим аппаратом поток поступает в осевом направлении на лопасти и, отработав, уходит с них в том же направлении в отсасывающую трубу.

Осевые гидротурбины, обладая по сравнению с другими наибольшей пропускной способностью и быстроходностью, хорошо применимы при относительно низких напорах (от минимальных до 60 — 80 м). Обычно этот диапазон для поворотно-лопастных гидротурбин подразделяют еще на три: низконапорные гидротурбины, работающие при напорах до 15 м; средненапорные — от 15 ÷ 35 м и высоконапорные — свыше 35 ÷ 40 м.

Выполняются поворотно-лопастные гидротурбины как с вертикальным, так и с горизонтальным расположением вала. В свою очередь осевые колеса по характеру закрепления лопастей разделяют на поворотно-лопастные и пропеллерные.

Схема гидротурбины с осевым рабочим колесом представлена на рисунке 21.1. К основным элементам, общим для всех осевых колес, следует отнести лопасти 1 и корпус обтекаемой формы 2. В поворотно-лопастных колесах внутри корпуса размещается механизм поворота. За диаметр осевого колеса D1 принимается диаметр камеры, в которой оно вращается.

Рисунок 21.1. Осевое поворотно-лопастное рабочее колесо

Осевые рабочие колеса имеют по сравнению с другими большие сечения в каналах между лопастями, оказывают меньшее препятствие проходящему через них потоку, и

поэтому скорости течения в них по сравнению с другими системами при одинаковых напорах оказываются большими. Причем, это относится ко всем составляющим скоростей.

Изменение числа лопастей и их поверхности, которую обычно характеризуют

отношением длины лопасти к расстоянию между осями, или шагу l / t, имеет очень большое значение для осевых турбин. При малом числе лопастей z и малых l / t решетка профилей, которую можно легко представить, если развернуть цилиндрическую поверхность, пересекающую лопасти на плоскость (рис. 21.2), оказывает малое препятствие потоку, что ведет к увеличению пропускной способности и оборотов турбины. Это позволяет наилучшим образом использовать основное свойство осевых турбин — их высокую быстроходность.

Рисунок 21.2. Изменение решеток профилей в процессе поворота лопастей.

Однако, при очень редкой решетке увеличиваются скорости в потоке, сильно возрастают кавитационный коэффициент σ, энергия на выходе из рабочего колеса и неизбежные при ее восстановлении дополнительные потери. Поэтому при числе лопастей менее четырех к. п. д. заметно падает.

При повышении напоров приходится применять рабочие колеса, обладающие меньшим коэффициентом кавитации. Это достигается за счет применения рабочих колес с относительно густыми решетками, т. е. с большим числом лопастей и большой их суммарной поверхностью. Для улучшения кавитационных свойств имеет большое значение не только уменьшение, но и равномерное распределение скоростей и давлений на поверхности лопасти, при котором отсутствуют резкие их изменения и максимумы (пики). Энергетические и кавитационные качества гидротурбины, таким образом, в большей мере определяются хорошо спроектированной и выполненной лопастью. Форма пера лопасти определяется гидродинамическими расчетами и окончательно отрабатывается при испытаниях. От нее в большой мере зависят к. п. д. и кавитационные качества рабочего колеса.

Сечения лопасти схематично показаны на рисунке 21.2. Они представляют хорошо обтекаемые аэродинамические профили. С увеличением расчетного напора толщина лопасти увеличивается. Наибольшая толщина профиля в последнее время располагается ближе к середине сечения. Входная и выходная кромки лопасти закругляются, что обеспечивает более плавное обтекание.

При высоких значениях всех скоростей выходная скорость и кинетическая энергия за рабочим колесом оказываются достаточно большими, и для их использования большое значение имеет качество отсасывающей трубы.

Рассмотренные выше свойства являются общими для всех осевых колес, однако свойства гидротурбин, оборудованных пропеллерными и поворотно-лопастными колесами, имеют существенные отличия.

Пропеллерные осевые колеса. В пропеллерных осевых колесах при изменении открытий направляющего аппарата, иначе говоря, при изменяющемся направлении скорости потока, на входе в рабочее колесо лопасти остаются закрепленными на корпусе рабочего колеса под одним и тем же углом φ, который выбирают для режимов, соответствующих (0,75 ÷ 0,85)N МАХ. Это приводит к тому, что в условиях эксплуатации, при изменяющихся напорах и мощностях, они работают с относительно большими потерями и значительно уступают в выработке поворотно-лопастным турбинам. В них пропускная способность колеса остается неизменной, и расход через турбину определяется открытием направляющего аппарата.

Вторым недостатком пропеллерных турбин является их неспокойная работа в нерасчетных режимах. В ряде режимов при малых открытиях а0 или пониженных напорах они не могут работать вообще, так как вибрации становятся недопустимо большими. Это объясняется наличием вихрей, сходящих с рабочего колеса, возмущающих поток и в очень сильной мере нарушающих равномерность течения. Пропеллерные гидротурбины можно применять только там, где напоры изменяются незначительно и где регулировать вырабатываемую мощность при наличии большого числа агрегатов можно их последовательным отключением.

Поворотно-лопастные колеса. В поворотно-лопастных колесах лопасти при изменении открытия направляющего аппарата автоматически устанавливаются па новый угол φ, при котором обтекание приближается к гладкому. Полностью устранить несоответствие угла набегания потока и входного угла профиля лопасти не удается, но расхождении нарастают медленно, и потери энергии при нерасчетных углах в очень широком диапазоне режимов остаются малыми. Изменение к. п. д. при этом носит очень плавный характер. Благодаря этим свойствам поворотно-лопастные колеса почти всюду вытеснили пропеллерные, единственным преимуществом которых являются простота конструкции и, как следствие, меньшая стоимость. Однако это в большинстве случаев не окупает потерь в выработке энергии.

Пропускная способность рабочего колеса в поворотно-лопастных турбинах изменяется с поворотом лопастей. Расстояния в свету изменяются в соответствии с изменением положения лопастей рабочего колеса, которые обозначаются также через а I 0, (см. рисунок 21.2).

21.3 Конструкция поворотно-лопастных рабочих колес.

Наиболее характерным узлом поворотно-лопастной турбины является ее рабочее колесо. Оно состоит из корпуса обтекаемой формы, соединенного болтами с валом, и лопастей, закрепленных в корпусе таким образом, что они могут все одновременно поворачиваться на некоторый угол вокруг своих осей, чем достигается их согласованное с открытием направляющего аппарата положение.

Геометрические размеры. На рисунке 21.3 приведены основные размеры проточной части поворотно-лопастной гидротурбины. Размер турбины указывается номинальным диаметром ее рабочего колеса D1, выраженным в сантиметрах. За номинальный диаметр D1 у осевых и диагональных поворотно-лопастных и пропеллерных турбин принимается диаметр окружности точек пересечения поверхности камеры

рабочего колеса и осей лопастей.

Рисунок 21.3. Размеры проточной части поворотно-лопастных гидротурбин.

Механизм поворота лопастей. Для поворота лопастей необходимо преодолевать значительные моменты, связанные с обтеканием лопастей. Как правило, в рабочем колесе размещают сервомотор, поршень которого перемещается под давлением масла. Масло в сервомотор поступает от золотника через трубопроводы, маслоприемник и штанги,

расположенные в центральном отверста вала. Обычные сервомоторы направляющего аппарата и рабочего колеса питает одна и та же маслонапорная установка.

Поступательное перемещение поршня через передаточный механизм вызывает поворот лопастей. В практике отечественного гидротурбостроения применяется в основном кривошипно-рычажный механизм. Механизм поворота лопастей должен

обеспечить минимальные размеры втулки рабочего колеса. Уменьшение относительного размера корпуса повышает среднеэксплуатационный КПД,

быстроходность и кавитационные качества колеса. Уменьшение втулочного отношения снижает массу рабочего колеса. Применяемый в отечественной практике кривошипно-

рычажный механизм поворота обеспечивает минимальные втулочные отношения поворотно-лопастных рабочих колес, рисунок 21.4.

Раньше других появилась конструкция рабочего колеса, в которой поршень сервомотора штоком связан с крестовиной, передающей кривошипно-рычажными механизмами усилия для поворота лопастей. В дальнейшем было разработано несколько типов бескрестовинных рабочих колес, в которых поршень непосредственно через серьгу связан с рычагом лопасти. Бескрестовинные рабочие колеса упростили механизм поворота

иснизили массу и трудоемкость их изготовления.

Врабочих колесах с шестью и более лопастями применяют наклонные серьги, что позволяет удлинить рычаг лопасти и, следовательно, увеличить крутящий момент на оси поворота лопасти. Удлинение рычага снижает нагрузки, действующие на все детали рабочего колеса, позволяя уменьшить их сечения и обеспечить размещение внутри корпуса, а также снижает усилия и моменты трения, поэтому длина рычага принимается максимально возможной для заданных втулочного отношения и углов разворота лопастей.

На рисунке 21.4 представлен кривошипно-шатунный механизм поворота лопастей с крестовиной. Механизм встраивается в корпус и состоит из привода и сервомотора,

действующего под давлением масла.