- •1.15. Вопросы по дисциплине «Гидравлические машины»
- •Лопастные гидромашины
- •Класс → Система → Тип → Серия (размер и мощность)
- •2.3.2. Номенклатура гидротурбин.
- •Явление кавитации и условия ее возникновения в потоке, протекающем через гидротурбину
- •6.2 Способы регулирования расхода и мощности турбины.
- •6.3 Комбинаторная зависимость поворотно-лопастной осевой турбины.
6.2 Способы регулирования расхода и мощности турбины.
1. Регулирование расхода при помощи направляющего аппарата с поворотными лопатками. При изменении открытия направляющего аппарата угол потока (струйный угол) ά0 на выходе из него также меняется.
При закрытии направляющего аппарата угол ά0 и расход через турбину уменьшаются. При открытии направляющего аппарата величина угла ά0 растет (ctgά0 уменьшается), по этому расход увеличивается.
Этот способ регулирования расхода применяют в радиально-осевых и пропеллерных гидротурбинах. Синхронный поворот лопаток осуществляется при помощи сервомоторов направляющего аппарата и механизма поворота.
2. Двойное регулирование расхода при помощи поворота лопаток направляющего аппарата и лопастей рабочего колеса.
В этом случае имеет место одновременное и согласованное изменение углов ά0 и γ2 = 180 - β2. Этот принцип регулирования применяют в поворотно-лопастных осевых и диагональных гидротурбинах.
Возможны и другие способы регулирования расхода, но применяют их значительно реже. К ним относятся следующие:
3. Регулирование расхода за счет изменения угла потока γ2 на выходе из рабочего колеса. При этом угол установки лопастей рабочего колеса меняется (поворотные лопасти), а лопатки направляющего аппарата — неподвижные. Этот способ регулирования применяется для турбин Томана—Каплана.
4. Изменение высоты направляющего аппарата при помощи изменения положения цилиндрического щита, установленного перед направляющим аппаратом. Опусканием и подниманием щита регулируют расход через гидротурбину.
5. Одновременное изменение высоты аппарата и положения его лопаток. Такое регулирование расхода осуществимо для радиально-осевой гидротурбины средней быстроходности, имеющей цилиндрическую форму лопасти у верхнего обода рабочего ко леса.
Таким образом, способы 1, 3, 4 относятся к одиночным способам регулирования расхода. Способы 2 и 5 обеспечивают двойное регулирование расхода. Гидротурбины двойного регулирования расхода имеют высокие значения КПД в широком диапазоне изменения напора и мощности, т. е. значительно эффективнее по сравнению с гидротурбинами одиночного регулирования.
6.3 Комбинаторная зависимость поворотно-лопастной осевой турбины.
Двойное регулирование одновременно и направляющим аппаратом и рабочим колесом имеет ряд преимуществ:
• позволяет сохранить высокие значения КПД в широком диапазоне мощностей и напоров;
• значительно улучшить рабочую характеристику, а также избежать неспокойных режимов работы турбины на всем диапазоне изменения мощности;
• сохранить возможность полного прекращения расхода и остановки турбины без применения затвора, чего нельзя сделать при отсутствии направляющего аппарата.
Благодаря этим качествам поворотно-лопастные турбины нашли самое широкое применение в своем диапазоне напоров.
Поворот лопастей рабочего колеса и открытие лопаток направляющего аппарата (рисунок 6.3 а, б), связаны так называемой комбинаторной зависимостью. В общем виде эта зависимость может быть представлена как:
φ = f ( а0, Н)
где, f есть некоторая функция.
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 1 (рис. 6.4), который при изменении открытия направляющего аппарата поворачивается на некоторый угол (рис. 6.4, 6) и перемещается вдоль оси при изменении напора. Поверхность кулачка представляет комбинаторную поверхность, выполненную в цилиндрических координатах. Катящийся по ней ролик 2 следящего устройства перемещается вдоль оси направляющего стержня 3 в соответствии с изменяющимися режимами и через систему тяг и рычагов воздействует на золотник комбинатора.
Потери энергии в спиральной камере.
Потери энергии в спиральной камере, статоре и направляющем аппарате уменьшают энергию потока на входе в рабочее колесо и, следовательно, влияют на КПД турбины. Основными потерями энергии в спиральной камере являются потери по длине, которые можно приближенно определить по формуле Дарси
Так как в спиральных камерах натурных гидротурбин движение жидкости развитое турбулентное (Re > 106 ), величина λ не зависит от числа Re, и потери энергии в спиральной камере подчиняются квадратичному закону
,
Потери энергии в радиальном НА.
Основной вид потерь в направляющем аппарате – это профильные потери энергии в круговой решетке радиального аппарата.
Зависимость потерь от открытия сложная: при увеличении а0 растет угол установки лопаток βУСТ, при этом потери сначала уменьшаются, затем начинают расти (рис. 10.1). Потери энергии имеют минимальную величину при а0 ОПТ и увеличиваются как при закрытии, так и при открытии направляющего аппарата.
Рисунок 10.1. Потери энергии в направляющем аппарате:
а — изменение относительных потерь; б — величина относительных потерь; 1 — быстроходная; 2 — тихоходная турбина.
Потери энергии в направляющем аппарате тихоходной турбины в несколько раз больше, чем в быстроходной, что объясняется значительно большими скоростями потока в направляющем аппарате, высота которого в 5÷6 раз меньше по сравнению с направляющим аппаратом быстроходной турбины (для быстроходной турбины b0 / D1 < 0,4; для тихоходной b0 / D1 < 0,1). Если в быстроходной осевой турбине при открытиях, соответствующих половине номинальной мощности и больших, потери в направляющем аппарате составляют доли процента, то в тихоходной радиально-осевой турбине они составляют 3 ÷ 5%. Следовательно, совершенствованию направляющих аппаратов высоконапорных радиально-осевых гидротурбин следует уделить особое внимание.
Отсасывающие трубы.
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.
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. Особенно значительна роль отсасывающей трубы в рабочем процессе быстроходной поворотно-лопастной осевой гидротурбины, у которой кинетическая энергия потока v23 / 2gH за рабочим колесом может достигать 50% от полного напора турбины.
Расширяющаяся отсасывающая труба увеличивает как разрежение под колесом, так и разность давлений по обе его стороны, а следовательно, и используемый им напор. Она не создает этого добавочного напора, т. е. энергию, а лишь уменьшает потерю напора, которая без нее равнялась бы выходной из колеса кинетической энергии.
Размеры и тип отсасывающей трубы также влияют на кавитационные и пульсационные характеристики турбины, габариты и стоимость подводной части здания ГЭС.
а) б)