ЛекцииГМКН

(особенно на величину разрежения на нерабочей стороне лопасти) оказывает форма входной кромки и расположение максимальной толщины лопасти.

Рисунок 2.2. Профильная кавитация.

В зависимости от режима работы гидротурбины могут наблюдаться следующие стадии профильной кавитации: начальная, развитая и отрывная.

Рисунок 2.3. Различные стадии профильной кавитации: а) - начальная, б) - развитая, в) - отрывная.

Начальная стадия (рис. 2.3, а) — обтекание лопасти почти не меняется, так как кавитация возникает только в отдельных местах лопасти. Характеристики гидротурбины не изменяются.

Развитая стадия (рис. 2.3, б) — кавитационные каверны покрывают большую часть тыльной стороны профиля; поток отслаивается от поверхности профиля, но не отрывается. При этой стадии кавитации изменяются

2

гидродинамические характеристики лопастей рабочего колеса (коэффициенты СY и СX).

Отрывная стадия (рис. 2.3, в) приводит к резкому изменению формы потока, возрастанию потерь энергии, падению КПД и наличию периодических возмущающих сил, действующих на лопасть. Отрывная кавитация в рабочем колесе недопустима, так как характеристики гидротурбины существенно ухудшаются.

Щелевая кавитация. Щелевая кавитация. Через зазоры у втулки и на периферии рабочего колеса поворотно-лопастной гидротурбины часть воды движется в обход лопастей(объемные потери). Протечки воды и интенсивность вихреобразования в щели зависят от величины зазора, формы торцов и перепада давления на лопасти. При определенных условиях скорости в щели существенно возрастают, а давление падает. Возникает щелевая кавитация.

Для ослабления щелевой кавитации и уменьшения разрушения камеры рабочего колеса и торцов лопастей принимают следующие меры:

1. Обеспечение минимальных зазоров между лопастями поворотнолопастного рабочего колеса, камерой и втулкой при различных углах установки лопастей, находящихся в пределах = (0,0005 ÷ 0,001) D1 (около 10 мм). С этой целью втулку рабочего колеса выполняют сферической формы. Камера рабочего колеса обычно полусферическая.

2. Закругление торцов лопасти (рис. 2.4, б). Местные скорости потока в щели в этом случае уменьшаются по сравнению с лопастями с необработанной кромкой (рис. 2.4, а).

Рисунок 2.4. Формы торцов лопасти:

а) - необработанный, б) - закругленный, в) - установка специального буртика.

3. Установка специальных буртиков вдоль периферии лопастей (рис. 2.4, в). Следует отметить, что буртики, снижая кавитацию, приводят, как показали исследования, к некоторому падению КПД турбины.

3

4. Изготовление камеры рабочего колеса и лопастей из нержавеющей стали, которая хорошопротивостоит воздействию кавитации. В целях экономии возможна наплавка лопастей, выполненных, из углеродистой стали электродами из нержавеющей стали. Лопасти и камеры рабочих колес, средне- и высоконапорных турбин, как правило, выполняются полностью из нержавеющей стали.

Щелевая кавитация может наблюдаться также и в направляющем аппарате (в зазорах между торцами лопаток, верхним и нижним кольцами направляющего аппарата), а также в уплотнениях рабочих колес радиальноосевых гидротурбин.

Полостная кавитация. Полостная кавитация на выходе из рабочего колеса. На режимах, отличных от оптимального, за рабочим колесом радиально-осевых и пропеллерных гидротурбин наблюдается интенсивное вращение потока. При частичных нагрузках поток за рабочим колесом вращается в том же направлении, что и рабочее колесо; при нагрузках, больших оптимальной, вращение потока противоположно вращению рабочего колеса

(рис. 2.5).

Поток, вращающийся за рабочим колесом (за исключением ядра вихря), подчиняется, в основном, закону постоянства момента скорости. При этом во входном сечении отсасывающей трубы окружная составляющая абсолютной скорости увеличивается к оси турбины, а давление падает. На некоторых режимах работы и при определенной установке гидротурбины по отношению к нижнему бьефу давление в потоке у оси турбины может приблизиться к давлению парообразования. Во вращающемся потоке образуется полость (вихревой жгут), наполненная смесью паров воды и газов. Жгут вращается не только вокруг собственной оси, не совпадающей с осью турбины, но и вокруг оси турбины (прецессионное вращение).

Образовавшаяся полость стесняет поток и вызывает за рабочим колесом неосесимметричное вращающееся поле давления. В результате в потоке за рабочим колесом наблюдаются колебания (пульсации) давления, которые могут являться причиной вибрации и неустойчивой работы гидроагрегата.

4

Рисунок 2.5. Вращение потока за пропеллерным рабочим колесом:

—оптимальный режим; ---- режим частичной нагрузки;

—∙—∙— режим перегрузки.

Для уменьшения пульсаций давления в потоке и колебаний мощности агрегата применяют ряд мер, среди которых наиболее распространенным является впуск воздуха под рабочее колесо. Подведенный в соответствующих местах и в определенном количестве воздух оказывает демпфирующее воздействие, позволяя безопасно эксплуатировать агрегат на нерасчетных режимах. Величины амплитуды пульсаций давления, их частота на различных режимах работы турбины, а такжеколичество и место впуска воздуха являются предметом специальных испытаний моделей и натурных гидротурбин.

Кавитация, вызываемая резким изменением направления потока.

Геометрические очертания проточной части и режим работы гидротурбины влияют на местную кавитацию. Резкое изменение направления потока, например, в зоне между направляющим аппаратом и рабочим колесом или в изогнутой отсасывающей трубе приводит к местному отрыву потока и кавитации.

Кавитация из-за шероховатости обтекаемых поверхностей.

Шероховатость поверхности, являющаяся результатом недостаточной механической обработки деталей проточной части, вызывает местное увеличение скоростей, падение давления и локальную кавитацию. Характеристики гидротурбины, установленной на ГЭС, сначала не претерпевают изменений. С течением времени процесс разрушения деталей

5

проточной части становится все более интенсивным, и в результате КПД и мощность гидроагрегата снижаются. Поэтому при изготовлении проточной части гидротурбины необходимо обеспечить соответствующую чистоту обработки поверхностей, омываемых потоком.

Последствия кавитации.

Кавитация в гидромашинах, особенно ее развитая стадия, вызывает значительное изменение структуры потока, его физических свойств и приводит к следующим последствиям:

1. Ухудшение энергетических характеристик гидротурбины, а именно падение ее КПД и мощности. Мощность турбины снижается не только из-за падения КПД, но также благодаря уменьшению пропускной способности турбины и массовой плотности потока.

2.Разрушение деталей проточной части, что приводит к вынужденным остановкам для производства ремонта и потери выработкиэлектроэнергии.

3.Удары в проточной части и кавитационный шум, сопровождающие замыкание каверн и вихрей в потоке.

4.Вибрация гидроагрегата и здания ГЭС, приводящая, в частности, к образованию трещин на лопастях рабочего колеса.

Чтобы исключить развитую кавитацию, необходимо правильно назначить режимы эксплуатации и обеспечить необходимые высоты отсасывания при установке гидротурбины на ГЭС

2.1.2 Высота отсасывания, кавитационный коэффициент установки и кавитационный коэффициент турбины.

Как было отмечено выше, в проточной части реактивной гидротурбины наблюдается значительное падение давления, вызванное полезной передачей энергии потока рабочему колесу, а также потерей напора. Максимальное разрежение в потоке обычно имеет место на тыльной стороне лопастей в зоне выхода из рабочего колеса.

Для определения условий отсутствия (или наличия) развитой кавитации в проточной части гидротурбины следует рассмотреть параметры и величины, влияющие на давление в потоке через гидротурбину. Их принято представлять двумя коэффициентами: коэффициентом установки, который характеризует условия эксплуатации гидротурбины на ГЭС, и кавитационным

6

коэффициентом турбины, характеризующим динамическое разрежение в потоке и„ следовательно, кавитационные качества проточной части.

Рисунок 2.6.Изменение скоростей и давлений в проточной части гидротурбины.

(на рисунке рВ.П = рd )

Кавитационный коэффициент установки. Минимальное давление в потоке через рабочее колесо реактивной гидротурбины имеет место в точке К, где относительная скорость wK наибольшая. Величина давления в точке К зависит от динамического вакуума и расположения рабочего колесаHS (высота отсасывания) по отношению книжнему бьефу. Согласно рис.2.6:

Р		= НS +λ	w2	+	P
	АТМ		K		ВП
	γ				γ	(2.1)
			2g

w2

где: λ 2gK — динамический вакуум в точкеК;

7

λ — коэффициент пропорциональности, λ = 1 — ξ (ξ — относительные потери энергии в рабочем колесе).

В свою очередь, динамический вакуум в потоке через рабочее колесо зависит от напора,при котором работает гидротурбина:

w2

λ 2gK = σН, где σ— коэффициент пропорциональности. (2.2)

Из уравнений (2.1) и (2.2) следует, что

σН = РАТМγ− РВП − НS

Откуда величина кавитационного коэффициента установки:

σУ =	НАТМ − НS − НВП	(2.3)
	Н

где НАТМ — атмосферное давление, м вод. ст.; HS — статическая высота отсасывания гидротурбины, отсчитываемая от нижнего бьефа до условной отметки турбины, м; НВП — давление парообразования потока, зависящее от температуры и газосодержания воды, м вод. ст.; Н — напор, при котором работает турбина на данном режиме,м вод. ст.

Из уравнения (2.1) следует, что при определенном сочетаниивеличин HS

w2

и λ 2gK абсолютное давление в проточном тракте может понизиться до

давления парообразования, и в потоке наступит кавитация. Проследим за изменением давления в потоке при его движении через проточную часть реактивной гидротурбины (рис. 2.6).

Втурбинном водоводе скорость потока VВОД имеет небольшие значения,

ав спиральной камере и направляющем аппарате скорость потока V = f (l) увеличивается и значительная часть энергии давления преобразуется в кинетическую энергию потока, однако абсолютное давление остается больше атмосферного. В рабочем колесе, особенно на тыльной стороне лопастей, давление существенно понижается. При неблагоприятных условиях эксплуатации или неправильной установке турбины на ГЭС абсолютное давление в некоторых местах потока через рабочее колесо достигает величины давления парообразования.

Вотсасывающей трубе, благодаря уменьшению скорости потока, давление постепенно увеличивается. Наконец, в выходном сечении трубы

8

(сечение 5—5) среднее давление в потоке больше атмосферного, а его величина определяется режимом работы гидротурбины и ее заглублением под нижний бьеф.

Итак, величина минимального давления в точке К рабочего колеса и ее

расположение зависят от режима работы турбины и положения нижнего бьефа.

Необходимо так установить турбину на ГЭС, чтобы при всех режимах в проточной части абсолютное давление в потоке не приближалось к давлению парообразования. Выбор отметки расположения турбины по отношению к нижнему бьефу зависит от принятой величины кавитационного коэффициента гидротурбины σТ и напора Н.

При увеличении пропускной способности динамический вакуум в турбине обычно возрастает, а допустимое значение высоты отсасывания - HS , согласно выражению (2.1), уменьшается:

HS =	P		w2	Р	(2.4)
	АТМ	−λ	К −	ВП
				γ
	γ		2g

Кавитационный коэффициент турбины. Чтобы определить этот коэффициент, необходимо установить условия возникновения кавитации в гидротурбине. Для этого записывают последовательно уравнения энергии для участков К − 2 и 2 − 5 вдоль одной и той же элементарной струйки и вычисляют давление в точкеК (рис. 2.6).

Для относительногопотока в рабочем колесе на участке К — 2

Р

w2

u

2

+ zK =

Р

+

w2

−

u2

+ z2 +ξК−2 Н

(2.5)

К

+

K −

K

2

2

2

γ

2g

γ

2g

2g

2g

где ξК-2 ∙Н— потери напора на участке К— 2.

Абсолютное движение потока между точками 2 − 5 (выход из рабочего колеса и поверхность нижнего бьефа) характеризует следующая зависимость:

Р

+

v2

+ z2 =

P

+ξ2−5 Н

(2.6)

2

2

АТМ

γ

2g

γ

Определив величину Р2

/γ из уравнения (2.6) и подставив ее в уравнение

(2.5), получают

Р

w2

u

2

P

v2

w2

u2

К

+

K −

K

+ zK =

АТМ

−

2

− z2 +ξ2−5 Н +

2

−

2

+ z2 +ξК−2 Н

γ

2g

2g

γ

2g

2g

2g

9

Откуда находят превышение давления в точке К над атмосферным давлением

Р

−Р

АТМ

w2 −w2

−u2

−u2

К

=

2

K

2

K

+ξK −5 H −(HS −hK )

(2.7)

γ

2g

где

HS

— hK

= zK

высота

определяющая величину

статического

вакуума, а HS - статическая высота отсасывания.

Вычитая из обеих частей уравнения (2.7) величину рВ.П.

и пренебрегая

пока

значением

hK

(рис. 2.6), получают выражение, определяющее

соотношение

между

давлением в точке

К и

давлением парообразования

(полагают, что давление рВ.П

является критическим, при котором в точке К,

наблюдается кавитация):

РК

−

РВП

2

2

2

2

2

γ

γ

= НАТМ −НS −НВП −

wK −w2

+v2

+u2

−uK

−ξ

Н

Н

2gH

K −5

(2.8)

Первый член в правой части уравнения (2.8) представляет собой

кавитационный коэффициент установки σУ. Второй член называется кавитационным коэффициентом гидротурбины σТ; его величина зависит от гидродинамических характеристик проточной части.

Таким образом, выражение (2.8) может быть представлено в более наглядной форме:

			РК	−		РВП
			γ			γ		=σУ −σТ	(2.9)
				Н
Анализируя	уравнения (2.9), приходят к следующему заключению.

1. Если высота отсасывания гидротурбины выбрана такой, что σУ > σТ, абсолютное давление в точке К (где скорость wК максимальна) больше давления парообразования, и развитая кавитация в рабочем колесе отсутствует.

		2. При σУ < σТ в точке К наблюдается развитая кавитация,		так как
РК		РВП	. Кавитационный коэффициент турбины, при котором на	данном
		γ
γ

режиме работы наблюдается развитая кавитация, называется критическимσКР .

10

Его значения на различных режимах работы турбины определяют при помощи кавитационных испытаний геометрически подобной модели.

Выражение для определения абсолютного давления в точке К можетбыть получено из уравнения (2.8):

РК	= НАТМ − НS −σТ Н	(2.10)
γ

Здесь коэффициент σТ показывает какую часть напора турбины

составляет динамическое разряжение в проточном тракте турбины.

Так как величина σТ является вполне определенной для данной турбины на рассматриваемом режиме работы, из уравнения (2.10) приближенно находят величину допустимой статической высоты отсасывания турбины, при которой развитая кавитация в потоке должна отсутствовать:

	НS ≤ НАТМ − НS −	РК	(2.11)
		γ

где рК ≈ рВ.П.

Чтобы исключить развитую кавитацию в турбине, т. е. обеспечить выполнение условия σУ > σТ при всех режимах ее работы на ГЭС, существует два пути:

1. Выбор расчетного режима (QI1, л/с; nI1, об/мин), при котором

коэффициент кавитации турбины σТ			будет меньше коэффициента σУ,
определяемого	заданной по	технико-экономическим			соображениям
допустимой высотой отсасывания.
2. Назначение расчетного		режима	гидротурбины исходя из			условий
достижения	оптимальных	характеристик		агрегата	в	целом

(высокий КПД, минимальные размеры, вес и стоимость). Получаемая расчетом величина отсасывания (см. уравнение 2.11) должна быть обеспечена при установке гидротурбины на ГЭС.

В практике проектирования ГЭС при выборе турбинного оборудования обычно стремятся обеспечить минимальную стоимость сооружения здания ГЭС при условии обеспечения необходимой высоты отсасывания гидротурбин.

Одной из тенденций развитиягидротурбостроения является стремление

улучшить кавитационные характеристики гидротурбин при одновременном увеличении их быстроходности.

11