ЛекцииГМ

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

12

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.)

13

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 DК был не менее (0,98 ÷

0,96)D1, (на рис. 3.8, DК = 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;

14

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.

15

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 харак-

теристики 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

16

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

Лекция 4.1 (2 часа)

Кинематика потока в проточной части турбины.

4.1 Кинематика потока в проточной части.

4.1.1 Механическая модель рабочего процесса.

Для понимания рабочего процесса турбины полезно представить себе его механическую модель. Для модели рабочего колеса надо представить себе карусель, рисунок 4.1, т. е. кольцевую вращающуюся около вертикальной оси m площадку п. По окружающей карусель неподвижной наклонной поверхности q с перилами сбегают люди, развивая некоторую скорость, направленную под углом к радиусу карусели. Пробегая по вращающейся площадке, они стремятся спрыгнуть внутрь карусели (к лестнице) в направлении близком к ее радиусу. Их следы на полу карусели дают их относительные пути bс, их проекции на пол под каруселью — абсолютные пути bed. Дающие им направление перила на наклонной поверхности соответствуют направляющим лопаткам. Перила на карусели, в которые люди должны при своем повороте упираться для своего поворота, соответствуют рабочим лопастям.

Рисунок 4.1 Карусель как модель работы сил реакции на вращающееся колесо.

1

4.1.2 Движение потока в направляющем аппарате.

Во всех реактивных турбинах поток, поступающий на рабочее колесо, формируется направляющим аппаратом, представляющим собой круговую решетку профилей (лопаток), что хорошо видно на рисунке 4.2.

а)

б)

Рисунок 4.2 Схемы турбин.

а– поворотно-лопастная; б – радиально-осевая.

Характерными показателями круговой решетки является форма профилей и густота решетки. Течение в пределах Н.А. является конфузорным* (конфузор (от лат.

coniundo — вливаю, распределяю, смешиваю) — профилированный сужающийся канал, в котором дозвуковая скорость жидкости или газа возрастает в результате преобразования потенциальной энергии в кинетическую), а

густая решетка лопаток обеспечивает практически полное совпадение направления потока на выходе, на диаметре D 02, с направлением профиля выходных участков лопаток. Положение лопатки характеризуется величиной открытия а0, которое определяет величину расхода и направление вектора V0. Скорость потока (рисунок 4.3) в радиальном направляющем аппарате, направленная по касательной к выходному участку лопатки, вектор V0 можно представить суммой двух слагаемых:

V0 = V0 R + V0 U

в которой V0 R — радиальная составляющая; V0 U — окружная составляющая.

Рисунок 4.3 Схема потока в направляющем аппарате.

2

Зная расход турбины Q=VS и размеры направляющего аппарата (D0, b0) радиальную компоненту определяем по формуле:

v0 R = Q/πD0b0

Угол между V0 и V0U обозначим ά0, тогда

vo = v0Rsinά0 ,

а окружную составляющую определяем из соотношения

vo u = v0cosά0.

Наличие окружной компоненты vou указывает на то, что поток за направляющим аппаратом «закручен» относительно оси в соответствии с профилем лопатки НА. Закрученность потока определяется величиной – циркуляция, обозначается Г, размерность м2/с.

Для осредненного потока за направляющим аппаратом, на его выходном диаметре D 02 циркуляция равна:

Г0 = π D02 vo u = π D02 v0cosά0

Отсюда следует, что направляющий аппарат создает циркуляцию потока.

В пространстве (D 02 – 1) на рисунке 4.3, между концами направляющих лопаток и входными кромками лопастей рабочего колеса («предколесное или предлопастное» пространство) жидкость движется свободно, а траектория струек потока задается геометрией проточной части.

Важно понять как при этом изменяется скорость потока. Выделим в потоке элементарную массу m на радиусе R. Используя закон механики о моменте количества движения: «Для выделенной массы, производная по времени от

момента количества движения относительно некоторой оси равна сумме моментов всех внешних сил, действующих на эту массу относительно той же оси». Этот закон представляется формулой:

d(mvouR)o /dt = ∑Mo ,

где: m – масса жидкости выделенного объема; vou окружная составляющая скорости; R – радиус; Мо – сумма моментов внешних сил, действующих на выделенную массу, относительно оси турбины О.

В итоге получим, что при свободном движении жидкости можно принять ∑МО = 0, а это значит, что mvouR = const. Отсюда вытекает важная зависимость:

vuR = const

3

Данное выражение определяет условия свободного движения жидкости в предлопастном пространстве и называется законом постоянства момента

скорости.

С учетом того, что Г = 2π Rvu, получим условие постоянства циркуляции при свободном движении жидкости:

Г = ГО = const

Следовательно, в пространстве между направляющим аппаратом и

рабочим колесом турбины циркуляция, созданная направляющим аппаратом сохраняется.

4.1.3 Кинематика потока в рабочем колесе реактивных гидротурбин.

Преобразование энергии жидкости в механическую энергию на валу осуществляется в рабочем колесе за счет взаимодействия потока с лопастями рабочего колеса, представляющего собой вращающуюся решетку профилей.

Гидродинамические свойства потока в рабочем колесе, характеризуемые пропускной способностью турбины – Q, скоростью вращения – n и к. п. д. – η, определяются величиной и направлением скоростей в потоке жидкости. Скорости потока в свою очередь зависят: от формы и размеров элементов проточной части турбины и рабочего напора Н.

При исследовании движения жидкости в рабочем колесе это движение рассматривается как сложное, состоящее из двух движений: относительного и переносного. Относительное движение W жидкости фиксируется «наблюдателем», находящимся на рабочем колесе (движение ж., относительно системы координат прикрепленной к сосуду). Переносное движение U определяет движение самого рабочего колеса и его лопастей по отношению к

неподвижным частям турбины. В турбинах — это всегда вращение. Сумму относительного и переносного движений называют

абсолютным движением V,

рисунок 4.4.

Рисунок 4.4 Скорости и траектория движения воды в межлопастном канале рабочего колеса РО турбины.

4