Лекция 3 ГМ

Лекция 3.

Основные параметры работы. Основные рабочие органы гидротурбины.

3.1Основные параметры гидромашин.

Гидроагрегаты ГЭС работают с различной мощностью в соответствии с графиком нагрузки энергосистемы. Для обеспечения требуемых мощностей, через турбины следует пропускать определенные расходы воды. При увеличении расхода через гидротурбины верхний бьеф понижается, а нижний повышается. Таким образом, тур­бины работают при разных напорах и расходах.

При дви­жении потока из верхнего (ВБ) в нижний бьеф (НБ) часть его энергии теряется в водоподводящих устройствах на преодоление гидравлических сопротивлений. В связи с этим, вводят понятия напоров брутто (напоры на станции) и напоров нетто (напоры на турбине).

При этом, следует понимать под отметками ВБ и НБ: в случае русловой и приплотинной ГЭС — отметки уровня воды непосредственно перед плотиной (ВБ) и за зданием ГЭС (НБ); в случае деривационной ГЭС — отметки уровня воды в напорном бассейне и в отводящей деривации.

Напор брутто Н_бр на станции представляет собою раз­ность отметок верхнего и нижнего бьефов, когда расход через тур­бины равен нулю, т.е. статический напор ГЭС:

Н_ст = z_вб – z_нб

При работающих турбинах Н_БР определяется как разность полных удельных энергий потока в верхнем и нижнем бьефах, рисунок 3.1.

Н_БР = Е_А – Е_Б = (z_А + + ) – (z_В + + )

Полезный (рабочий) напор на турбине напор нетто Н_н меньше напора брутто на ГЭС при тех же отметках верхнего и ниж­него бьефов на величину потерь энергии в подводящих устройствах h_А-1 и представляет собою разность удельных энергий потока на входе и на выходе из турбины, т. е. это рабочий напор на турбине.

Н_Н =Н_БР – h_ПОТ = Е₁ – Е_В = (z₁ + + ) – (z_В + + )

Рис. 3.1. Определение напора на ГЭС:

сечение (А — А) — вход в водоприемник; сечение (В — В) — в нижнем бьефе за отсасываю­щими трубами; v_А и v_В — средние скорости потока в сечениях А — А и В — В, сечение (1 – 1) – вход в турбинную камеру, сечение (2 – 2) – выход из отсасывающей трубы.

При определении полезного напора энергию уходящего потока нужно брать в сечении В – В нижнего бьефа, в створе с наивысшей отметкой, т.к. часть кинетической энергии по выходе из трубы восстанавливается в нижнем бьефе за счет самоэжекции, создавая при этом понижение уровня воды в створе выходного сечения 2 – 2 отсасывающей трубы.

При проектировании турбин необходимо знать расчетный Н_Р, средневзвешенный Н_СР, максимальный Н_МАКС и минимальный Н_МИН напоры на турбине. При расчетном напоре и синхронной частоте вращения турбина должна развивать номинальную (расчетную) мощность N_Р. Для заданного диапазона напоров Н_МАКС — Н_МИН выбирают опреде­ленный тип гидротурбинного оборудования.

Объемный расход Q, м³/с, представляет собой коли­чество воды, проходящей через турбину за одну секунду (включая объемные протечки и собственные нужды). При проектировании гидротурбины необходимо знать следующие величины расхода: рас­четный расход Q_Р, максимальный расход Q_МАКС и расход холостого хода Q_ХХ.

Расчетный расход Q_Р — это расход через турбину при расчетных значениях напора, мощности и синхронной частоте враще­ния турбины. Максимальный расход через турбину Q_МАКС может иметь место при минимальном напоре для обеспечения заданной мощно­сти турбины. Расход холостого хода Q_ХХ — это величина расхода при расчетном напоре Н_Р и синхронной частоте вращения, когда полез­ная нагрузка на турбине равна нулю.

Мощность N, кВт. Подводимая мощность к турбине представ­ляет собою гидравлическую мощность потока на входе в турбину:

Nп = = 9,81QH_Н, кВт.

Эффективная мощность турбины — это меха­ническая мощность на валу турбины, которая является суммой мощности, замеренной на зажимах генератора; механических и электри­ческих потерь в генераторе; потерь в подпятнике; мощности, потреб­ляемой вспомогательными механизмами. Эффективная мощность турбины:

N_ЭФ = 9,81QН_Нη_Т

Расчетная мощность турбины N_Р — это мощ­ность, которую она развивает при выбранном диаметре рабочего колеса и расчетных величинах напора и частоты вращения. Гидро­турбину проектируют и изготавливают на расчетную мощность.

В процессе преобразования гидравлической энергии потока в механическую часть энергии в гидротурбине неизбежно теряется.

В результате механическая мощность турбины N_ЭФ меньше подво­димой мощности. Отношение мощности на валу гидротурбины к под­водимой мощности потока называется полным КПД гидротурбины:

η_Т = (N_ЭФ/ N_П)*100%

Полный КПД гидротурбины η_Т учитывает гидравлические, объем­ные, механические и дисковые потери (глава III). Перечисленные потери энергии зависят от нагрузки, поэтому КПД турбины опре­деляется ее режимом работы. Режим, при котором КПД турбины достигает максимального значения, называется оптимальным. Со­ответственно режим (Np, Нр), на который рассчитывают турбину и определяют ее основные параметры (диаметр рабочего колеса D₁ м, синхронную частоту вращения п, об/мин, и высоту отсасывания Нs, м), называется расчетным. В зависимости от типа турбины, ее размеров, качества изготовления и других факторов КПД мощных гидротурбин на оптимальном режиме достигают 93—95%, снижаясь на нерасчетных режимах.

Современные мощные и средние гидротурбины непосредственно соединены с генераторами. Так как в генераторе при преобразо­вании механической энергии в электрическую возникают электри­ческие, механические и другие потери, то КПД гидроагрегата:

η_АГР = η_Т• η_Г

Коэффициент полезного действия генератора η_Г = 96 ÷ 98% для средних и мощных генераторов и мало изменяется при изменении нагрузки.

Мощность гидроагрегата, учитывая потери в турбине и генера­торе,

N_АГР = 9,81QН_Нη_Т η_Г = (8 ÷ 9) QН_Н

Номинальная мощность гидроагрегата – наибольшая активная мощность генератора, которую он может развивать при расчетном значении cos φ, равном большей частью 0,8. Эта мощность фиксируется в паспорте генератора.

Номинальная мощность турбины — мощность на ее валу при номинальной мощности агрегата. Она равна:

Nт_НОМ = N_АГР/ η_Г

и фиксируется в паспорте турбины.

Расчетным напором турбины называется наименьший напор, при котором можно получить номинальную мощность турбины. При напорах выше расчетного турбина может развивать мощность больше номинальной. Если благоприятные условия эксплуатации энергосистемы позволяют получить от генератора активную мощ­ность больше номинальной за счет увеличения cosφ выше его рас­четного значения, то при напорах выше расчетного можно форси­ровать мощность агрегата сверх номинальной в пределах, допускае­мых прочностью машины.

Так как гидротурбина соединена с синхронным генератором пере­менного тока, то ее частота вращения должна быть строго опреде­ленной, т. е. синхронной.

Синхронную частоту вращения турбины и генератора определяют, пользуясь зависимостью:

f =

В СССР частота переменного тока принята f = 50 гц, тогда синхронная частота вращения гидроагрегата:

n = , об/мин

где p — число пар полюсов генератора.

Расчетная частота вращения n_Р равна синхрон­ной частоте вращения, на которую гидротурбина проектируется.

Частота вращения холостого хода n_ХХ — это частота вращения возбужденного генератора, отключенного от сис­темы.

Разгонная частота вращения n_РАЗГ – максимальное число оборотов, достигаемое агрегатом при пол­ном сбросе нагрузки и при полностью открытом направляющем аппарате (для поворотно-лопастных гидротурбин — промежуточ­ное положение лопаток направляющего аппарата и лопастей рабо­чего колеса).

3.2 Основные рабочие органы гидротурбины.

Спиральная (турбинная) камера. Первым по потоку рабочим органом турбины является спиральная камера, обеспечивающая организованный подвод воды к направляющему аппарату с минимально возможными потерями, а также создание предварительной закрутки потока.

В зависимости от величины напора и типа гидроэлектростанции применяют различные типы турбинных камер. Бетонная спиральная камера с неполным углом охвата и трапециевидной формой поперечных сечений нашла наибольшее применение при малых и средних напорах Н = 3 ÷ 45 м, (рисунок 3.2).

Рекомендуемые основные параметры: ширина в плане В = (2,4 ÷ 3,5)D₁; угол охвата φ = (180 ÷ 225)°; скоростной коэффициент во входном сечении ά = = 0,8 ÷ 1,1.

Рисунок 3.2 Бетонная спиральная камера с неполным углом охвата.

Бетонная спиральная камера состоит из входной открытой части и спирального канала, характеризуемого углом _сп. В месте соединения спирального канала с правой по направлению потока стенкой неспиральной части размещается так называемый зуб спирали. Угол охвата _сп спиральной камеры отсчитывают от зуба до входного сечения. Спиральные камеры с неполным углом охвата имеют угол ф < 360°. Ширина спиральной

камеры в плане зависит от типа турбины, угла охвата, принятой скорости во входном сечении спиральной части и его формы. Площадь входного сечения определяется в зависимости от скорости v_ВХ или принятого скоростного коэффициента ά.

Металлические сварные спиральные камеры с круглыми сечениями (рисунок 3.3) применяют при средних и высоких напорах Н = (150 ÷ 700) м. Рекомендуемые параметры: В = (2,5 ÷ 4 )D₁; _сп = (345 ÷ 360)°; а = 0,5 ÷ 1.

а)

Рисунок 3.3 Металлическая спи­ральная камера

а - спиральная камера турбины Красноярской ГЭС из 31 звена.

Металлические спиральные камеры и статоры крупных турбин обычно изготовляют сварными, в виде металлических конструкций, восприни­мающих часть или полное усилие, с круглыми или овальными сечениями. Компоновка высоконапорных радиально-осевых турбин обычно предусматривает частичное или полное бетонирование спирали.

Выбор типа конструкции связан с величиной напора и размером турбины. Для напоров меньше 200 м спиральные камеры изготовляются, как правило, из листового проката и свариваются непосредственно при монтаже. На заводе-из­готовителе производится изготовление отдельных элементов. Толщина листов и марка стали, применяющейся при изготовлении звеньев, определяются специаль­ным расчетом и технико-экономическими обоснованиями.

На слайде приведена спиральная камера турбины Саяно-Шушенской ГЭС во время монтажа. Спиральная камера круглого сечения с углом охвата в плане 112". Ширина спиральной камеры в плане 20,7 м. Скорость потока во входном сечении при расчетном напоре Н_Р = 194 м и номинальной мощности 650 МВт составляет 12,2 м/с. Спиральная камера выполнена из стали 10ХСНД толщиной до 40 мм из 19 звеньев, каждое из которых состоит из двух обечаек.

Статор турбины. Статор турбины предназначен исключительно для передачи осевых нагрузок гидроагрегата, бетонного массива и вспомогательного оборудования на фундамент здания станции. По условиям рабочего процесса в турбине статор не требуется.

С конструктивной точки зрения он представляет собою колонны, связанные между собой при помощи верхнего и нижнего поясов. Иногда при небольших напорах вместо общего нижнего пояса каждая колонна статора имеет специальную опору — башмак. В отечественной практике число колонн статора обычно принимают равным половине числа лопаток направляющего аппарата, причем зуб спирали является одной из колон.

Опытные исследования показывают, что оптимальные энергетические показатели турбины достигаются в случае равенства угла выхода потока из статора и угла входа потока на лопатки направляющего аппарата при его расчетном открытии.

В случае турбинной камеры с неполным углом охвата форма ко­лонн, расположенных в открытой части камеры, существенно отли­чается от колонн, находящихся в спиральной части, рисунок 3.4. Ко­лонны в спиральной части камеры имеют одинаковую форму и рас­положены равномерно по периметру статора.

Рисунок 3.4. Схема расположения колонн статора в турбинной камере

Для высоконапорных радиально-осевых турбин статор, как правило, конструк­тивно объединяется со спиральной камерой, так как высота направляющего аппа­рата невелика. Обычно материалом для изготовления статоров является углеро­дистая сталь СтВ25А или слаболегированная сталь 20ГСЛ и 10ХСНД. Статоры вы­полняются либо в виде отливок, либо сварных или сварно-литых конструкций. Радиальные размеры и формы поясов статора определяются спиральной камерой, шахтой и крыш­кой турбины, а также нижним кольцом направляющего аппарата. Колонны могут быть сплошного сечения или пустотелые. В этом случае толщины стенок выбираются с учетом применяемых марок сталей из условий прочности и технологич­ности.

Направляющий аппарат. Направляющий аппарат состоит из одинаковых, равномерно расположенных лопаток, имеющих возможность синхронно поворачиваться относительно своих осей.

Функции направляющего аппарата:

- создание равномерного, осессиметричного потока, закрученного относительно оси вращения рабочего колеса;

- регулирование расхода и мощности турбины путем изменения проходного сечения и циркуляции на входе в Р.К.;

- полное перекрытие потока через турбину, в том числе и в аварийных случаях.

В настоящее время существует несколько конструкций, удовлетворяющих всем вышеперечисленным условиям, рисунок 3.5

Рисунок 3.5. Схемы направляющих аппаратов: а — радиальный; б — конический; в — осевой.

Радиальный (цилиндрический) направляющий аппарат приме­няют в радиально-осевых, диагональных и осевых вертикальных гидротурбинах. Конический направляющий аппарат находит при­менение в капсульных, реже в диагональных и вертикальных осевых гидротурбинах. Осевой направляющий аппарат применяют и прямоточных гидротурбинах.

Отличия в этих конструкциях касаются в основ­ном формы профиля и схемы привода направляющих лопаток, конструкции стопора направляющего аппарата и предохранительных устройств, а также типа применен­ных уплотнений.

Схемы привода различаются лишь принципом передачи усилия от сервомоторов, что осуществляется либо через центральное регулирующее кольцо и распредели­тельный механизм, либо непосредственным воздействием на рычаги направляющих лопаток от индивидуальных сервомоторов, управляющих положением каждой лопатки и имеющих ту

или иную схему синхронизации. Преимущественное распро­странение получил привод с центральным регулирующим кольцом, рисунок 3.6.

Рисунок 3.6. Общее устройство привода лопаток направляющего аппарата.

1 – рычаг, 2 – шпонка, 3 – накладка, 4 – палец срезной, 5 – вилка, 6 – стяжка, 7 – вилка левая, 8 – упор, 9 – втулка, 10 – палец вилки.

Регулятор тур­бины в автоматическом режиме или на ручном управлении через главный золотник подает масло под давлением в одну из полостей каждого сервомотора, одновременно соединяя другую полость со сливом. При этом на штоках поршней создается усилие, которое через тягу передается на регулирующее кольцо и заставляет последнее поворачиваться в своей опоре, рисунок 3.7.

Рисунок 3.7. Схема связи сервомоторов с направляющими лопатками.

Поворот регулирующего кольца через соединенные с ним шарнирно серьги, пальцы, накладки и рычаги вызывает синхронный поворот всех направляющих лопаток на один и тот же угол. Во избежание поломок при попадании между соседними лопатками посторонних предметов, в приводе каждой из них устанавливают предохранительное устройство в виде срезного пальца.

Герметичность направляющего аппарата в закрытом положении обеспечивается системой уплотнений. Лопатка НА выполняется в виде литой или сварно-литой (сварно-кованой) конструкции, состоящей из профильной части и круглых опорных цапф, служащих для фиксирования положения лопатки и обеспечения поворота вокруг заданной оси.

На верхней цапфе лопатки направляющего аппарата с помощью разрезной цилиндрической шпонки и болта закрепляется рычаг, выполняемый обычно в виде отливки или сварной конструкции с последующей механической обработкой. Рычаг посредством срезного пальца соединяется с накладкой, являющейся при нормальной работе механизма составной частью рычага. В случае попадания между соседними лопатками посторонних предметов при ходе на закрытие срезной палец разрушается и лопатка с рычагом остается в прежнем положении, а накладка перемещается в со­ответствии с ходом регулирующего кольца. Такое устройство защищает другие детали механизма от возможных перегрузок.

Накладки связаны с регулирующим кольцом серьгами, состоящими из стяжек с вилками по концам. Вилка на одном конце каждой серьги посредством пальца соединяется с накладкой, а на другом конце также с помощью пальца соединяется с нижним поясом регулирующего кольца.

Конструкция направляющего аппарата должна удовлетворять ряду требований, основные из которых следующие: мак­симальное открытие направляющего аппарата должно обеспечить расчетный расход через турбину (с запасом не менее 5%) и ее номи­нальную мощность; полное закрытие турбины при условии мини­мальных протечек через зазоры; при потере управления (разрушение предохранительного элемента) лопатка не должна поворачиваться под воздействием потока вокруг собственной оси.

Из направляющего аппарата вода поступает в пространство в котором она, направляясь поверхностями крышки турбины и нижнего кольца на­правляющего аппарата, подхо­дит к рабочему колесу.

Камера рабочего колеса. Камера рабочего колеса имеет мощную стальную облицовку, закрепленную в бетоне анкерами и тягами (рисунок 3.8.) Это объясняется тем, что при работе турбины стенки камеры воспринимают большие пульсирующие нагрузки от давления воды, которые способны раскачать и разрушить облицовку камеры.

Для поворотно-лопастных турбин существенное значение имеют зазоры между концами лопастей рабочего колеса и камерой. Чем меньше зазор, тем меньше протечка, тем выше КПД. Обычно счи­тается допустимым зазор δ = 0,001D₁ (при диаметре 9,5 м зазор около 10 мм.)

Чтобы зазор сохранялся постоянным при изменении угла установки лопастей, камера рабочего колеса должна быть сферической. Однако в этом случае возникнут трудности с установ­кой собранного рабочего колеса на место. Поэтому часть камеры выше оси поворота лопастей делается цилиндрической. Нижней, выход­ной части камеры придают сферическую форму, но не по всей высоте, а таким образом, чтобы минимальный выходной диаметр горловины D_К был не менее (0,98 ÷ 0,96)D₁, (на рис. 3.8, D_К = 9243/9550 = 0,973).

Рисунок 3.8. Камера рабочего колеса осевой турбины

Большее стеснение сечения вызывает падение мощности и КПД турбины. При такой форме камеры зазор δ₀ сохраняется постоянным только у оси поворота лопасти, а по концам с увеличением угла установки φ зазор δ возрастает, особенно у вход­ного конца лопасти.

Отсасывающая труба. Отсасывающая труба гидротурбины предназначена для: отвода воды от рабочего колеса в нижний бьеф с минимальными потерями энергии; использования части геометрического напора, если рабо­чее колесо турбины расположено над нижним бьефом; преобразо­вания кинетической энергии потока, выходящего из рабочего колеса, в энергию давления.

Величина кинетической энергии потока на выходе из рабочего колеса зависит от типа гидротурбины и ре­жима ее работы. На осно­вании экспериментальных и расчетных исследований установлено, что она существенно различна для турбин радиально-осевого и осевого типа.

При отсутствии отсасываю­щей трубы энергия потока после рабочего колеса теряется, и КПД турбины уменьшается. При установке отсасывающей трубы, которая представляет собою прямоосный или изогнутый диффузор определен­ных размеров, кинетическая энергия потока после рабочего колеса преобразуется в энергию давления. В результате под рабочим коле­сом создается дополнительное разрежение, вследствие чего напор, используемый турбиной, возрастает.

Рисунок 3.9. Изогнутая отсасывающая труба с коленом.

1 — входной конус; 2 — колено; 3 — выходной диффузор.

Размеры и тип отсасывающей трубы также влияют на кавитационные и пульсационные характеристики турбины, габариты и стоимость подводной части здания ГЭС. Следовательно, при вы­боре типа и размеров отсасывающей трубы необходимо тщательно проанализировать ее влияние на характеристики гидротурбины и стоимость здания ГЭС и при помощи технико-экономических рас­четов выбрать оптимальный вариант.

В зависимости от компоновки гидроагрегата (вертикальное или горизонтальное расположение вала) применяются изогнутые рис. 3.9 с тем или иным типом ко­лена и прямоосные отсасывающие трубы.

Основным параметром, определяющим гидравлические харак­теристики изогнутой отсасывающей трубы, является ее высота h. Высота трубы влияет также на стоимость сооружения ГЭС. При выборе высоты отсасывающей трубы необходимо учитывать следующие факторы.

Увеличение высоты обеспечивает получение высоких энергетических и экс­плуатационных показателей турбины, т. е. фактора, действующего в течение всего периода эксплуатации ГЭС.

Увеличение высоты трубы приводит к повышению стоимости гидростанции, т. е. фактора, характеризующего единовременные затраты на строительство ГЭС.

Исходя из этого, выбор габаритных размеров отсасывающей трубы должен производиться на основании технико-экономических расчетов с учетом надежности работы гидроагрегата.

Результаты многочисленных исследований показывают, что независимо от формы отсасывающей трубы уменьшение ее высоты приводит к паде­нию КПД турбины. При этом наиболее резкое снижение КПД наблюдается на тур­бинах большой пропускной способности. С уменьшением пропускной способности турбины влияние высоты отсасывающей трубы на ее энергетические показатели уменьшается. Однако заметное уменьшение высоты трубы тихоходных турбин также дает снижение КПД и может привести к значительному увеличению интенсивности нестационарных явлений в турбине и, как следствие, к неспокойной работе агре­гата. Нестационарные явления достигают наибольшей интенсивности при работе радиально-осевых и пропеллерных гидротурбин на неоптимальных режимах, вклю­чая разгон машины, в частности холостой ход. Это должно учитываться при выборе габаритных размеров труб.

Ширина трубы для поворотно-лопастных гидротурбин В = (2,5 ÷ 2,7)D₁, для радиально-осевых гидротурбин В = (2,7 ÷ 3,3)D₁.

Длина L трубы для поворотно-лопастных гидротурбин L = (4,0 ÷ 4,5)D₁; для радиально-осевых гидротурбин L = (4 ÷ 5)D₁.

Диаметр входного диффузора отсасывающей трубы определяется размерами камеры рабочего колеса поворотно-лопастных гидротурбин и размерами нижнего обода рабочего колеса радиально-осевых гидротурбин.

17