ЛекцииГМ2

буртик наружной бронзовой втулки. Внутренняя полость корпуса заливается маслом, что предохраняет механизм от коррозии. Чтобы не вытекло масло и не попала бы в корпус вода, на фланцах лопастей устанавливают уплотнения 10. Снизу корпус закрывается днищем 11, а обтекаемая форма всей втулке придается обтекателем 12. Цилиндр сервомотора закрывается сверху крышкой, которая часто является также и фланцем вала.

Поворотом лопастей можно регулировать расход и мощность даже в том случае,

если открытия направляющего аппарата не будут изменяться, как это выполнено в турбинах Томана— Каплана. Однако двойное регулирование одновременно и направляющим аппаратом, и рабочим колесом имеет ряд преимуществ, позволяя сохранить высокие к.п.д. в широком диапазоне мощностей и напоров.

Поворот лопастей связан с открытием лопаток направляющего аппарата, так называемой комбинаторной зависимостью. В общем виде эта зависимость может быть представлена как φ = f (а0, Н), где f есть некоторая функция. Однако выразить эту функцию аналитически не удается. Практически эта зависимость определяется опытным путем.

Поворот лопасти в соответствии с этой зависимостью задается автоматически специальным управляющим устройством, называемым комбинатором, который обычно устанавливается в колонке регулятора скорости, управляющего направляющим аппаратом.

Функциональная связь параметров φ, а0, Н осуществляется специальным пространственным кулачком.

21.4 Проточная часть поворотно-лопастных рабочих колес.

В поворотно-лопастных турбинах на средних и низких напорах применяют

спиральные камеры, выполненные из бетона, с неполным охватом направляющего аппарата, открытые со стороны верхнего бьефа. В высоконапорных поворотно-лопастных турбинах используют металлические спиральные камеры обычного типа. В

средненапорных большей частью применяют полуоткрытые спиральные камеры, но в ряде случаев встречаются металлические с полным охватом.

Направляющий аппарат применяют обычной конструкции с поворотными лопатками. Из направляющего аппарата поток, закрученный лопатками, поступает в камеру рабочего колеса, которая направляет его на лопасти. При этом направление потока меняется с радиального на осевое.

Камера рабочего колеса до оси поворота лопастей имеет цилиндрическую форму,

которая ниже переходит в сферическую и доходит до горловины, образованной поверхностью тора, сопряженного с конусом отсасывающей трубы. Очертания такой камеры показаны на рисунке 21.5.

Лекция 22.

Баланс энергии в гидротурбине.

22.1 Основные виды потерь энергии и КПД гидротурбины.

Процесс преобразования гидравлической энергии потока в механическую энергию на валу гидротурбины неизбежно связан с потерями энергии. Подводимая к турбине мощность потока:

Из-за наличия потерь энергии в турбине эффективная мощность меньше подводимой. Энергетические качества турбины характеризуются ее полным КПД:

который представляет собой отношение мощности, развиваемой турбиной

Величина потерь энергии зависит от типа гидротурбины, ее размеров и режима работы. Мощные реактивные гидротурбины на оптимальном режиме работы имеют КПД: η = (92 ÷ 95)%, а на режиме номинальной мощности η = (90 ÷ 92)%.

Таким образом, гидравлические турбины представляют собой совершенные первичные двигатели, однако проблема дальнейшего повышения их энергетических показателей, особенно на нерасчетных режимах, остается очень важной, так как даже небольшое увеличение КПД турбины приводит к существенному возрастанию ее мощности и выработки энергии. КПД гидроагрегата влияет на стоимость энергетического оборудования и экономичность работы всей ГЭС.

Чтобы добиться дальнейшего улучшения энергетических характеристик гидротурбины, необходимо прежде всего исследовать элементы ее проточной части с целью определения мест наибольших потерь энергии и выяснения

природы их возникновения. С другой стороны, исследование потерь энергии в подобных гидравлических турбинах различных размеров имеет большое значение для уточнения методики пересчета основных показателей модели на натурную турбину. Правильное назначение параметров и режимов работы натурной гидротурбины на основании данных испытания модели позволяет обеспечить ее экономичную эксплуатацию.

Вгидротурбинах различают следующие виды потерь энергии:

гидравлические, объемные, дисковые и механические.

Гидравлические потери. В процессе преобразования энергии потока в энергию на валу турбины часть h располагаемого напора Н расходуется на преодоление различных гидравлических сопротивлений (трение внутри жидкости и о стенки проточной части, вихреобразования при обтекании потоком элементов проточной части и др.). В результате напор, полезно используемый турбиной, равен Н — h .

Объемные потери. В проточной части турбины не весь расход участвует в процессе преобразования энергии. Например, в реактивных гидротурбинах часть воды протекает через зазоры между вращающимся рабочим колесом и сопряженными элементами. Протечки q полезной работы не совершают и характеризуют объемные потери.

Дисковые потери. При вращении рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины часть энергии подводимого потока ∆NД теряется на преодоление трения наружных поверхностей ободов рабочего колеса и его уплотнений о воду, а также на вращение воды в пазухах между рабочим колесом и неподвижными элементами.

Механические потери представляют собою часть энергии ∆NМЕХ, теряемой на преодоление трения в направляющем подшипнике гидротурбины, подпятнике (половина потерь в упорном подшипнике относится на долю генератора), уплотнениях вала, а также на привод механизмов, связанных с валом гидротурбины.

Таким образом, полезная мощность турбины с учетом перечисленных потерь:

С другой стороны, согласно общему определению турбины как первичного двигателя полезную мощность турбины можно вычислить при помощи выражения (2).

Из сопоставления выражений (2) и (6) следует, что полный КПД турбины

где NГ – гидравлическая мощность турбины, NГ = 9,81QНηГ η0 . Значения гидравлического, объемного , дискового и механического КПД зависят от типа, конструкции и быстроходности турбины, а также режима ее работы. Соотношения между различными потерями в турбине может

быть представлено при помощи ее балансовой характеристики, рисунок 22.1

Рисунок 22.1. Баланс энергии быстроходной радиально-осевой турбины.

22.2 Гидравлические потери энергии.

В гидротурбинах гидравлические потери по природе происхождения можно классифицировать следующим образом:

-путевые и вихревые — эти потери входят в состав внутренних потерь, которые вызваны вязкостью потока и его структурой;

-выходные потери — потери кинетической энергии на выходе из отсасывающей трубы.

С другой стороны, гидравлические потери энергии в реактивной турбине можно классифицировать по месту их происхождения , а именно:

-гидравлические потери в турбинной камере и статоре ξПОДВ,

-направляющем аппарате ξНА,

-рабочем колесе ξРК ,

-отсасывающей трубе ξОТС.

Полные относительные гидравлические потери энергии турбины равны сумме потерь в элементах проточной части

ξ = 1-ηГ = ξПОДВ + ξНА + ξРК + ξОТС

Предполагают, что потери энергии в турбинной камере вызваны гидравлическими сопротивлениями по длине, и их подсчет основан на соответствующих формулах гидравлики.

В свою очередь, потери энергии в решетках направляющего аппарата и рабочего колеса складываются из:

-профильных потерь,

-вихревых потерь на удар при входе,

-концевых потерь на выходе из решетки.

Профильные потери представляют собой потери трения и давления при обтекании профилей решетки плоским двумерным потоком вязкой жидкости. Так как решетки направляющего аппарата и рабочего колеса обтекаются пространственным потоком, потери энергии в них возрастают из-за наличия вторичных течений.

Концевые потери включают в себя потери на образование индуктивных вихрей на концах лопаток и лопастей, вторичных движений и потери на перемещение пограничного слоя, особенно во вращающейся лопастной системе рабочего колеса.

Гидравлические потери энергии по длине и вихревые потери имеют различную природу и по-разному изменяются при переходе от одного режима к другому.

Потери по длине.

Рассмотрим их пересчет с модели на геометрически подобную натурную турбину при помощи формул первой группы.

Отличие относительных потерь по длине натурной турбины и ее модели объясняется разными значениями их коэффициентов потерь по длине. Действительно, натурная турбина имеет значительно большие размеры D1Н по сравнению с моделью, поэтому относительная шероховатость обтекаемых потоком поверхностей у натурной турбины меньше, чем у модели. Модельные и натурные гидротурбины работают в зоне развитой турбулентности (Re > 106). Как известно, при таких значениях Re коэффициент потерь по длине зависит

изогональных режимах относительные потери натурной турбины меньше, чем модели.

Так как проточная часть гидротурбины состоит из сложных криволинейных каналов, то для определения коэффициента пересчета потерь используют эмпирическую зависимость, полученную на основании данных испытаний:

1-ηН = (1-ηМ) · n D1M

D1H

Данная формула предполагает, что все потери в гидротурбине являются потерями по длине.

Вихревые потери.

Вихревые потери в гидротурбине вызваны отрывом пограничного слоя от обтекаемых поверхностей и образованием вихрей при движении воды в турбинной камере, направляющем аппарате, рабочем колесе и отсасывающей трубе. Наибольшее вихреобразование в потоке имеет место на входе и выходе из рабочего колеса и в отсасывающей трубе, особенно на нерасчетных режимах. Соотношение между вихревыми потерями в рабочем колесе и отсасывающей трубе существенно зависит от быстроходности турбины и режима работы. Потери на удар и концевые потери особенно велики в рабочих колесах с неповоротными лопастями (РО и Пр). На рисунке 22.2 изображены различные открытия направляющего аппарата при изменении расхода через турбину.

Принцип разделения гидравлических потерь на пересчитываемые и непересчитываемые лежит в основе применяемых в настоящее время формул определения КПД натурных турбин по данным испытаний подобных моделей.

22.3 Объемные потери энергии.

Для увеличения КПД гидротурбины протечки воды в обход рабочего колеса (рисунок 22.3) должны быть сведены к минимуму.

Рисунок 22.3. Объемные протечки в РО турбине и ПЛ турбине.

В радиально-осевых гидротурбинах этого достигают при помощи установки специальных уплотнений на верхнем и нижнем ободах рабочего колеса. Для средне- и высоконапорных гидротурбин конструкции уплотнений сложнее, а их размеры больше. По мере усложнения уплотнений возрастают их гидравлические сопротивления и уменьшается коэффициент расхода µ

(рисунок 22.4).

Рисунок 22.4. Типы уплотнений рабочих колес РО турбин, а – щелевые уплотнения, б – лабиринтные уплотнения.

Вповоротно-лопастных турбинах протечки воды имеют место через зазоры между лопастями и втулкой рабочего колеса, а также между лопастями

икамерой рабочего колеса. Для обеспечения минимальных зазоров при различных углах установки лопастей втулка и камера рабочего колеса выполняются сферической (или полусферической) формы. Величины суммарных зазоров между лопастями и камерой рабочего колеса рекомендуются в пределах ∆ = (0,0005 ÷ 0,001)D 1.

Ввысоконапорных радиально-осевых гидротурбинах, где влияние объемных потерь на полный КПД еще больше, зазор между вращающимися и неподвижными элементами уплотнений должен быть минимально возможным (1 ÷ 1,5 мм). В связи с этим к технологии изготовления и сборке турбины, а

также к конструкции ее направляющего подшипника предъявляются повышенные требования.

Величина объемного КПД определяется при помощи выражения:

η0 = (Q – q) / Q = 1 - q/Q = 1 – ξ0

где ξ0 — относительные объемные потери. В зависимости от конструкции уплотнения ξ0 принимается от 0,01 до 0,03, тогда объемный КПД η0 = 0,99 ÷ 0,97. В процессе эксплуатации турбины уплотнения рабочего колеса изнашиваются и величина протечек увеличивается/

Протечки через лабиринтное уплотнение радиально-осевой гидротурбины определяются при помощи выражения:

q = µn · Fn ·2g h n

где µn — коэффициент расхода отдельных участков уплотнения; Fn — площади их поперечных сечений; ∆hn — напоры, срабатываемые на соответствующих участках уплотнения. Трудность расчета заключается в определении величины коэффициента расхода µ уплотнения вращающегося рабочего колеса.

Относительная величина объемных потерь зависит от быстроходности рабочего колеса. Объемный КПД тихоходной турбины меньше, чем быстроходной. У тихоходных гидротурбин в зависимости от режима работы объемные потери могут составлять довольно большую величину ξ0 = 1,5 ÷ 3,5%.