ЛекцииГМ2

22.4 Дисковые потери.

В радиально-осевых гидротурбинах ободы рабочего колеса соприкасаются с водой не только внутренними поверхностями, но и наружными. Кроме того, вода, находящаяся в зазорах между нижним и верхним ободами рабочего колеса и неподвижными элементами турбины, увлекается ободами во вращательное движение, на что также расходуется часть энергии, сообщаемой потоком рабочему колесу.

Согласно опытным данным угловая скорость вращения воды в пазухах Ω1 = ω · √ К

где ω — угловая скорость вращения рабочего колеса, К = 0,25 ÷ 0,5 – опытный коэффициент.

где Re – число Рейнольдса потока в уплотнении; l, r — длина и радиус расположения уплотнений на ободах.

Величина дисковых потерь зависит от размеров, конфигурации ободов и чистоты их обработки. Для высоконапорных турбин, имеющих развитые ободы, величина дисковых потерь наибольшая и может составлять значительную долю в общем балансе потерь энергии в турбине. Согласно опытным данным величина относительных дисковых потерь ξД = NД / NГ зависит от быстроходности турбины. Для тихоходных радиально-осевых гидротурбин в зависимости от режима работы ξД = 0,015 ÷ 0,03.

22.5Механические потери.

Механические потери энергии гидроагрегата зависят от конструкции, расположения направляющих подшипников, подпятника и уплотнений вала. В настоящее время применяют различные схемы компоновок гидроагрегатов, в которых турбина и генератор имеют направляющие подшипники и общий подпятник. К механическим потерям гидротурбин относят потери в турбинном подшипнике и уплотнениях вала, а также половину потерь в подпятнике. На преодоление моментов трения в направляющем турбинном подшипнике, подпятнике и уплотнениях расходуется часть полезной мощности турбины.

Величину механических потерь можно вычислить при помощи выражения:

∆NМЕХ = МТР · ω

где МТР — суммарный момент трения в опорах, ω — угловая скорость вращения ротора.

Величина относительных механических потерь энергии равна

ξМЕХ = ∆NМЕХ / NГ

где NГ — гидравлическая мощность турбины. Механический КПД турбины:

Механические потери натурной турбины при условии ее правильной сборки и балансировки ротора могут составлять от 0,3 до 1,5% в зависимости от типа компоновки агрегата, мощности турбины, режима ее работы и т. д.

Следует отметить, что конструкции опор модели и натурной турбины существенно отличаются. При одинаковых режимах работы относительные механические потери энергии модели больше, чем натурной гидротурбины. Поэтому пересчет механических потерь на натурную турбину практически невозможен.

5 – подшипники опор верхней цапфы лопатки НА, 6 – крепление крышки к верхнему поясу статора, 7 – фланец вала, 8 – вал, 9 – ступица рабочего колеса, 10 – обод рабочего

23.2 Валы гидротурбин

Вал турбины вертикального агрегата воспринимает нагрузку в виде крутящего момента, передаваемого от рабочего колеса ротору генератора, и

в виде осевых сил, определяемых весом вращающихся частей (рабочее колесо) и гидродинамическими осевыми усилиями на рабочее колесо от потока воды, рисунок 23.2. Таким образом, вал в основном работает на кручение и растяжение. В горизонтальных агрегатах вал дополнительно воспринимает и нагрузку от изгибающего момента. Валы могут быть

составными: тогда вал турбины и вал генератора жестко соединяются фланцем. В некоторых случаях агрегат имеет единый вал.

в)

Рисунок 23.2. Конструкции валов

Валы турбин всегда делают полыми. Изготавливаются валы либо цельноковаными вместе с фланцами (рис. 23.2 а), либо сварно-литыми

(рис. 23.2 б), где цилиндрическая часть вала осуществляется в виде поковки из отливки, а литые или кованые фланцы привариваются к цилиндрической части; либо цельносварными (рис. 23.2 в), здесь основная часть вала сваривается из двух полуцилиндров («корыт»), изготовленных из толстых листов проката путем изгиба, а затем к ней привариваются фланцы.

Таким образом изготовлен вал Саяно-Шушенской ГЭС, имеющий толщину стенки 300 мм.

Наибольшее распространение получили первые две конструкции, но цельнокованые валы применяются при сравнительно небольших диаметрах

(менее 1400 мм).

Ориентировочно внешний диаметр вала D в, мм, вертикальных агрегатов можно определить по формуле:

DВ = 105 (N/n)0,35

где N – номинальная (расчетная) мощность турбины, кВт; n – частота вращения, об/мин.

На валы вертикальных гидравлических турбин (конструкция и размеры) разработан ОСТ 108.234.01 – 80. Стандарт устанавливает конструкцию и размеры для трех типов валов гидротурбин: вал с фланцами по концам (рис. 23.3 а), вал, объединенный с крышкой поворотно-

лопастного рабочего колеса (рис. 23.3 б), и вал с направляющим поясом.

Основные их размеры указаны в табл. VI. 10— VI.12.

Рисунок 23.3 Валы гидротурбин:

а) – вал турбины с фланцевым соединением, б) – вал ПЛ турбины объединенной с крышкой рабочего колеса. 1 – болты, 2 – вал, 3 – винт, 4 – кожух, 5 гайка.

Валы с направляющим поясом применяются при установке сегментного баббитового самосмазывающего направляющего подшипника.

Имеется нормализованный ряд диаметров валов DВ , которые от 600 до

1000 мм идут через 50 мм, а для больших значений — через 100 мм.

Диаметр вала выбирается в зависимости от крутящего момента по справочным данным. Длина вала и связанные с ней размеры стандартом не

устанавливаются и определяются для конкретной турбины.

Стандартом предусмотрены рекомендованные марки сталей для изготовления валов (а также для сопутствующих деталей), допустимые

напряжения, технология изготовления, конструктивные решения,

технические требования. После окончательного выбора конструкции,

размеров и воздействующих усилий вал проверяют на суммарные

напряжения растяжения и кручения, а также обязательно на

поперечные и крутильные колебания. Материал сварного вала сталь марки

20ГС, 25ГС или сталь марки 40. Облицовка вала выполняется из листовой стали марки 08Х18Н10Т, толщиной 10 – 15 мм и крепится к нему электросваркой.

Для осевых турбин рекомендуется выполнять вал турбины,

объединенный с крышкой рабочего колеса, когда это технически обосновано.

23.3 Направляющий подшипник.

Применяемые в настоящее время подшипники гидротурбин могут быть разделены на две группы: со вкладышами на резиновой основе, которые смазываются и охлаждаются водой, и вкладышами на баббитовой основе,

которые смазываются и охлаждаются маслом.

По исполнению подшипников приняты два варианта: кольцевой и сегментный. Сегментные подшипники более технологичны, менее трудоемки при изготовлении и удобнее в эксплуатации на ГЭС.

Направляющие подшипники вертикального агрегата обеспечивают вертикальное положение вала, воспринимают силы, вызванные несимметричностью подвода воды к рабочему колесу, недостаточно точной балансировкой рабочего колеса и ротора генератора, неравномерностью электрического поля генератора. При горизонтальной установке подшипники агрегата, кроме перечисленных выше сил принимают и давление от массы ротора турбины и генератора. Такие подшипники называют опорными.

В вертикальных агрегатах в настоящее время применяются в основном сегментные подшипники со смазыванием водой или маслом. Подшипники с водяной смазкой, в которых рабочей парой является сталь и резина,

представлены на рисунок 23.4.

Основными деталями подшипника с водяной смазкой являются корпус подшипника 4, который центрируется и крепится на крышке турбины, и

сегменты 1, представляющие собой обрезиненные с помощью вулканизации,

изогнутые по окружности стальные пластины (сегменты). Толщина слоя резины около 20 мм, причем на ее поверхности, прилегающей к валу,

делаются продольные канавки с целью обеспечения лучшего поступления воды в зазор между трущимися частями.

В месте расположения подшипника вал защищают от коррозии рубашкой из нержавеющей стали. Подача воды к подшипнику производится по трубопроводу в верхнюю ванну, укрепленную на корпусе подшипника.

Однако в таких подшипниках при попадании нефтепродуктов резиновые вкладыши повреждаются. Вода к подшипникам с обрезиненным вкладышем подводится, как правило из спиральной камеры через фильтры, а

отводится в полость рабочего колеса Резервный подвод воды осуществляется от технического водопровода.

Подвод

воды

Рисунок 23.4. Сегментный направляющий подшипник с водяной смазкой;

1 – сегмент, 2 – планка мерная, 3 – опорный узел, 4 – корпус, 5 – уплотнение, 6 – вал турбины.

В системах подачи воды к подшипнику от основного и резервного источников устанавливают расходомеры для контроля расхода воды. При снижении расхода воды ниже нормы (7 ÷ 12 л/с) контролирующее устройство дает импульс на включение резервной подачи воды, а в случае отсутствия

где DВ — диаметр вала, мм.

Давление (МПа) на резиновый вкладыш не должно превышать:

p ≤ 0,05u,

где 0,05 — опытное значение величины коэффициента трения между валом и вкладышами кг/(м3·с); u — окружная скорость вала, м/с.

Максимальное давление на сегментный подшипник (в расчете на два сегмента) не должно превышать 4 МПа.

В подшипнике вода не только оказывает смазывающее действие, но и служит для охлаждения, что особенно важно, поскольку резина имеет малую теплопроводность. Поэтому при прекращении подачи воды температура вкладышей очень быстро поднимается и они могут выходить из строя.

Конструкция всех деталей подшипника должна обеспечивать возможность легкого монтажа и демонтажа.

При установке резиновых подшипников обычно применяют уплотнение ванны и ремонтное уплотнение лепестковой конструкции,

которые обеспечивают надежную работу подшипника. Ремонтные уплотнения запираются во время ремонта подшипника. Это уплотнение особенно важно при установке турбины с большим заглублением под уровень нижнего бьефа.

23.4 Подпятник.

Подпятник, или упорный подшипник, является очень ответственным узлом генератора, поэтому при проектировании ему уделяется особое внимание. На крупных агрегатах величина осевой нагрузки достигает нескольких тысяч тонн.

В подпятнике находятся две основных части: вращающаяся (пята),

укрепленная на роторе в виде диска с зеркальной поверхностью и

неподвижная, находящаяся под пятой (собственно подпятник) в виде отдельных концентрически расположенных опор (сегментов) с

антифрикционным слоем, (рисунок 23.5) соприкасающимся с зеркальной

поверхностью диска (зеркала). Вся эта система помещается в ванну с маслом

(рисунок 23.6).

Наиболее тяжёлые режимы для подпятника - при пусках и остановках агрегатов, когда возникает полусухое трение. Опыт применения баббита в виде антифрикционного слоя на сегментах на крупных подпятниках оказался неудачным. Подпятники стали надёжно работать на таких машинах лишь тогда, когда было найдено антифрикционное покрытие в виде металлопластмассовых композитов на основе фторопласта.

Направление вращения

Рисунок 23.5. Подпятник генератора Саяно-Шушенской ГЭС; а) - сегменты с покрытием металлопластмассовым композитом на основе

фторопласта, 6) – схема работы подпятника.

1 - вращающийся диск; 2 - сегмент подпятника; 3 - опорный винт; 4 - опорная кольцевая плита; 5 - набегающая кромка сегмента; 6 - сбегающая кромка сегмента; 7 - ось середины сегмента; 8 -

эксцентриситет

Для существенного уменьшения потерь на трущихся поверхностях сегменты проектируют так, чтобы центр геометрической площади сегмента относительно оси опоры имел эксцентриситет, благодаря которому при вращении зеркала сегмент самоустанавливается и поворачивается навстречу движению. В результате чего образуется «масляный клин» с минимальной толщиной на входе около 0,1 мм, на выходе приблизительно 0,06 мм, т.е. при вращении в подпятнике имеет место жидкостное трение.

Работа сил трения между этими трущимися поверхностями превращается в тепло и нагревает подпятник. Для охлаждения масла в подпятнике примняются маслоохладители, в которые подается вода для охлаждения из системы технического водоснабжения агрегата, рисунок 23.6.