Лекция 11. Конструкции гидротурбин: осевых вертикальных и горизонтальных, пропеллерных и поворотнолопастных, диагональных, радиальноосевых, ковшовых, наклонноструйных, двукратных

 

Гидравлическая турбина предназначена для преобразования механической энергии протекающей через нее воды в полезную энергию на вращающемся валу. Главным показателем, характеризующим вид (систему) турбины, является форма и устройство ее проточного тракта, состоящего из трех основных элементов: рабочего колеса (рабочий орган турбины), устройств, подводящих воду к рабочему колесу, устройств, отводящих воду от рабочего колеса.

Реактивные осевые турбины —низконапорные, они используются при напорах от 1-3 до 60-70 м. Схема осевой турбины показана на рис. 11.1.

Рабочее колесо, состоящее из лопастей 1, укрепленных в корпусе (втулке) 2 с обтекателем, соединено с валом 3. Количество лопастей может быть различным — от 4 до 8. Чем больше напор, тем больше количество лопастей.

Рис. 11.1. Схема осевой турбины

Лопасти на втулке пропеллерной турбины укреплены жестко, с некоторым углом наклона. Однако обычно лопасти делаются поворотными, т. е. в зависимости от условий работы (нагрузка, напор) угол установки лопастей может изменяться в пределах примерно 35º. Такие турбины называются поворотно-лопастные (ПЛ). Такие турбины сложнее пропеллерных, но у них выше энергетические показатели.

Рабочее колесо с валом представляют собой вращающуюся часть турбины. Диаметр рабочего колеса D₁ является параметром, характеризующим размер турбин.

Поток входит на рабочее колесо и выходит в осевом направлении, рис. 11.1. Это и послужило основанием назвать этот вид турбин «осевые». Подвод воды к рабочему колесу осуществляется по турбинной камере 4, через статор 5 и направляющий аппарат 6.

Колонны статора 5 предназначены для передачи нагрузки от верхнего опорного пояса статора 7 к нижнему 8, т. е. статор обеспечивает прочность конструкции. С целью уменьшения гидравлических потерь колонны статора имеют обтекаемую форму.

Отвод воды от рабочего колеса осуществляется с помощью отсасывающей трубы 9 (рис. 11.1), представляющей собой расширяющийся водовод (диффузор), обеспечивающий плавное снижение скорости до выхода потока в нижний бьеф. Отсасывающая труба крупных турбин всегда выполняется из бетона.

Важным конструктивным элементом осевой турбины является крышка 10, воспринимающая нагрузку от давления воды. Кроме того, на крышке крепятся оси лопаток 6 направляющего аппарата и установлен направляющий подшипник 11 турбины, ограничивающий радиальные перемещения вала и рабочего колеса.

Диагональные турбины отличаются от осевых тем, что лопасти рабочего колеса установлены с наклоном к оси вращения (угол 30–60º).

Радиально-осевые (РО) турбины являются средненапорными. Они используются при напорах от 40-60 до 500-700 м. Схема радиально-осевой турбины показана на рис. 11.2.

Рабочее колесо турбины состоит из 12-17 лопастей рабочего колеса 1, образующих круговую решетку. Лопасти жестко заделаны в ступицу 2' и обод 2'', благодаря чему все колесо получает необходимую прочность и жесткость. Рабочее колесо соединено с фланцем вала 3. С целью улучшения условий выхода воды с лопастей рабочего колеса оно снабжено обтекателем 12. Колесо с валом представляет собой вращающуюся часть турбины. Диаметр рабочего колеса D ₁ по входным кромкам лопастей является параметром, характеризующим размер турбины.

Поток входит в рабочее колесо в радиальном направлении, а выходит из него в осевом. Это послужило основанием назвать этот вид турбин «радиально-осевые».

Подвод воды к рабочему колесу осуществляется по турбинной спиральной камере 4, через статор 5 и направляющий аппарат 6.

 

Рис. 11.2. Схема радиально-осевой турбины

 

Колонны статора 5 предназначены для передачи нагрузки от верхнего опорного кольца статора 7 к нижнему 8. Направляющий аппарат состоит из 20-24 направляющих лопаток 6. Он предназначен для создания требуемого направления скорости перед входом на рабочее колесо (закрутка потока) и для регулирования расхода и мощности турбины за счет поворота лопаток и изменения открытия а ₀. Отвод воды от рабочего колеса производится с помощью отсасывающей трубы 9.

В крышке 10 укреплен направляющий подшипник турбины 11, а также оси направляющих лопаток 6 и механизмы их привода. Крышка турбины воспринимает большие гидравлические нагрузки и должна обладать высокой прочностью и жесткостью.

Ковшовые турбины высоконапорные, используются при напорах более 400-600 м, рис. 11.3.

Основными ее элементами являются сопло 1, к которому вода подводится по трубопроводу 2, и рабочее колесо 3, укрепленное на валу 4. Сопло и рабочее колесо установлены выше уровня воды, так что рабочее колесо вращается в воздухе.

 

Рис. 11.3. Схема ковшовой турбины

 

Основными ее элементами являются сопло 1, к которому вода подводится по трубопроводу 2, и рабочее колесо 3, укрепленное на валу 4. Сопло и рабочее колесо установлены выше уровня воды, так что рабочее колесо вращается в воздухе.

Струя воды под действием напора Н выбрасывается из сопла со скоростью v _с

v _c = j .

Коэффициент скорости j = 0,98÷0,99. Если учесть напоры, при которых используются ковшовые турбины, то видно, что скорость v _с получается очень большой: при Н = 600 м скорость v _с = 105 м/с, а при Н = 1500 м скорость v _с = 165 м/с.

При истечении из сопла проявляется эффект сжатия струи, в результате чего диаметр струи d _с меньше диаметра сопла.

Рабочее колесо 3 состоит из диска с рабочими лопастями 5, похожими на ковши по форме (отсюда название «ковшовая»). Общее число лопастей 12-40. Каждая лопасть выполнена в виде двух криволинейных поверхностей, разделенных "ножом" 6. Рабочее колесо устанавливается таким образом, что ножи совпадают с осью струи. При натекании струи на лопасть она делится ножом на две равные части и каждая обтекает криволинейную поверхность, за счет изменения как направления скорости воды, так и ее значения создается давление на лопасть и образуется момент рабочего колеса, вращающий его вместе с валом. Поскольку вода натекает на лопасти (ковши) с огромной скоростью, то предъявляются очень высокие требования к точности и чистоте обработки их поверхности. Чтобы устранить при вращении удар тыльной стороны лопасти о струю, в лопасти предусматривается специальная прорезь 7.

Мощность, развиваемую ковшовой турбиной, регулируют за счет изменения расхода. Для этого служит игла 8. Когда игла вдвинута внутрь (рис. 11.4, а), сопло работает полным сечением и пропускает наибольший расход (диаметр струи d _с — наибольший). По мере выдвигания иглы проходное сечение сопла сокращается, уменьшается диаметр струи и соответственно уменьшается пропускаемый расход (рис. 11.4, б). Игла может полностью перекрыть сопло, и тогда расход будет равен нулю (рис. 11.4, в).

 

Рис. 11.4. Регулирование расхода иглой

 

Размеры лопастей рабочего колеса ковшовой турбины обычно составляют: а = (2,8÷3,6) d _с, с = (2,5÷2,8) d _с и е = (0,9÷1,0) d _с.

Для опирания всех частей ковшовой турбины служит корпус, а для защиты от разбрызгивания воды — кожух, которые на рис. 11.3 не показаны.

Лекция 12. Параметры работы гидротурбин — напор, расход, мощность, коэффициент полезного действия. – Понятие о характеристиках гидротурбин, их подобии и моделировании. – алгоритм подбора гидротурбин при проектировании гидроэлектростанций

 

Режим работы турбины определяется геометрическими и кинематическими показателями. Геометрические: форма проточной части, то есть тип турбины, ее размер (диаметр D ₁) и открытие направляющего аппарата (НА) или иглы a ₀; у ПЛ турбин еще и угол установки лопастей рабочего колеса φ. Кинематические показатели связаны с условиями гидравлического подобия режимов и выражаются зависимостями от напора H или расхода Q:

или ,

где n – частота вращения, H = напор, η – гидравлический кпд турбины.

Параметры режимов могут быть выражены:

для жестколопастных турбин для поворотно-лопастных турбин

функциями 4-х переменных: функциями 5-ти переменных:

 

N = f_N (D₁, a ₀, H, n); N = f_N (D₁, a ₀, φ, H, n);

Q = f_Q (D₁, a ₀, H, n); Q = f_Q (D₁, a ₀, φ, H, n);

η = f_η (D₁, a ₀, H, n); η = f_η (D₁, a ₀, φ, H, n);

H_S = f_HS (D₁, a ₀, H, n); H_S = f_HS (D₁, a₀, φ, H, n);

здесь N – мощность турбины, H_S – допустимая высота отсасывания.

Разделение на функции и независимые переменные условно – их можно поменять местами. Вместо H все функции можно записать в зависимости от Q, например, η = f_η (D_1, a₀, Q,, n). Однако при проектировании напор обычно задается, а расход вычисляется, и поэтому функции от H удобнее.

Поскольку одновременное графическое изображение функций 4-х или 5-ти переменных невозможно, для практических целей часть переменных принимаются постоянными и используют характеристики типа y=f(x), называемые линейными, и типа z=f(x,y), называемые общими.

Особое место среди общих характеристик занимает универсальная (оборотно-расходная) характеристика (рис. 12.1), определяющая свойства турбин данного типа. Она строится при D ₁ = const= 1 м и H = const = 1 м в поле так называемых приведенных (единичных) параметров , где и . Универсальная характеристика обычно включает семейства изолиний гидравлического кпд , открытий направляющего аппарата и коэффициента кавитации , но может содержать изолинии и других параметров.

Получают универсальную характеристику по результатам испытаний моделей турбин на энергетических или кавитационно-энергетических стендах, и показанные на ней значения η, a ₀, σ относятся к модели. Поэтому на характеристике обязательно указывается размер модели D _{1 m .} Указывается также напор, при котором проведены испытания, и приводится габаритный чертеж турбины, включая спиральную камеру и отсасывающую трубу.

Рис. 12.1. Универсальная характеристика радиально-осевой турбины
(D_м = 460 мм, Н = 4 м)

 

Общие характеристики при D₁=const и n=const именуются эксплуатационными и представляют собой отображения универсальной характеристики в поле координат N-H или Q-H. Напорно-мощностная характеристика представляет собой семейства изолиний η = f_η (N, H) и H_S = f_HS (N, H) в поле N-H (рис. 12.2). Область рабочих режимов выделена линиями со штриховкой. Вертикальная прямая представляет ограничение по мощности N _{турб.макс} = N _{ген. ном} / η_ген и соответствует номинальной активной мощности генератора. Наклонная линия со штриховкой –ограничение по открытию, соответствующее максимальной мощности турбины при максимальном открытии НА и напорах меньше расчетного*.

Напорно-расходная характеристика представляет семейства изолиний η = f_η (Q, H) и N = f_N (Q, H) в поле Q-H (рис. 12.3). Линии, ограничивающие область рабочих режимов, имеют тот же смысл, что и на рис. 12.2. Пересекаясь при расчетном напоре, они показывают максимальное значение расхода турбины. На эксплуатационные характеристики могут наноситься и другие семейства изолиний, кроме показанных, например, амплитуды пульсаций давления.

 

Рис. 12.2. Эксплуатационная напорно-мощностная характеристика турбины

 

 

Рис. 12.3. Эксплуатационная напорно-расходная характеристика турбины

 

 

 

Рис. 12.4. К построению линейных характеристик по универсальной

 

Координаты H, Q, N получают из приведенных параметров по формулам пересчета

, , .

Приведённая частота вращения турбины = + больше приведенной частоты модели на значение постоянной поправки

.

Линейные характеристики строятся как функции y(x) при трех постоянных параметрах, один из которых, как правило, диаметр D₁. Например, линейные расходная и мощностная характеристики представляют собой сечение универсальной характеристики горизонтальной прямой a-a (рис. 12.4) при постоянном значении приведенной частоты вращения , то есть при постоянных D ₁, n и H.

В нескольких точках этой прямой по универсальной характеристике определяются значения кпд модели h_м, открытия НА a ₀, приведенного расхода , коэффициента кавитации s. Затем для каждой из точек вычисляются значения расхода Q, кпд турбины h_т, мощности N и высоты отсасывания H _S и строятся графики расходной характеристики N(Q), h_т(Q), a₀(Q), H_S(Q) или мощностной характеристики Q(N), h_т(N), a₀(N), H_S(N).

Линейная напорная характеристика строится при постоянныхзначениях D ₁, n и открытия НА a ₀. Проводится сечение универсальной характеристики линией b-b для a ₀=const (см. рис. 12.4) и в каждой из выбранных точек вычисляются кпд турбины h_т и напор по формуле

.

Затем для каждой из точек вычисляются значения расхода Q, мощности N, высоты отсасывания H _S и строятся графики напорной характеристики N(H), h_Т(H), H_S(H) и другие.

Линейная оборотная характеристика строится при постоянных значениях D ₁, H и открытия НА a ₀. Проводится сечение универсальной характеристики линией b-b для a ₀=const и в каждой из выбранных точек вычисляются кпд турбины h_т и частота вращения по формуле

.

Затем для каждой из точек вычисляются значения расхода Q, мощности N и строятся графики оборотной характеристики N(n), h_Т(n) и другие.

 

 

Рис. 12.5. Линейные характеристики турбины

 

Общий вид рассмотренных линейных характеристик показан на рис. 5, где также отмечены точки открытия и расхода холостого хода, 95%-ного ограничения мощности (см. рис. 12.5, а и б), напора холостого хода (см. рис. 12.5, г) и разгонной частоты вращения (см. рис. 12.5, д).

При проведении натурных испытаний гидротурбин с измерением расходов могут быть получены натурные линейные (так называемые рабочие) характеристики N (a₀), h_т(a₀), Q(a₀), Q(N), h_т(N) и другие. Режимные точки, пересчитанные в координаты и нанесенные на универсальную характеристику, позволяют судить об идентичности модели и натурной турбины.

Исходные данные, необходимые для подбора гидротурбин: расчетный, максимальный и минимальный напоры нетто, мощность ГЭС или одного агрегата, отметка нижнего бьефа. Подбор реактивных гидротурбин состоит из следующих этапов:

Этап 1. Определение мощности одной турбины — N _Т = N _ГЭС/ m ∙h_ген. Здесь m — число агрегатов на ГЭС; h_ген — КПД генератора (в первом приближении 0,97-0,98). Выбор типа турбины по максимальному напору и мощности с использованием номенклатурных графиков H – N.

Этап 2. Вычисление расхода турбины Q _Р= N _Т/ 9,81 H _Р∙ η_Т (кпд η_Т принимают для РО турбин 0,9…0,92, для ПЛ турбин — 0,87…0,9) при номинальной мощности N _Т и расчетном напоре H _Р.

Этап 3. Определение максимального приведенного расхода по универсальной характеристике турбины в координатах . Для РО турбин значение приведенного расхода принимается в точке пересечения горизонтальной прямой с ординатой с линией 95%-ного ограничения мощности. Для ПЛ турбин значение приведенного расхода принимают по допустимой высоте отсасывания, то есть по максимальному значению коэффициента кавитации.

Этап 4. Определение диаметра D ₁ с использованием формулы для приведенного расхода . Полученное значение диаметра округляют до ближайшего номенклатурного.

Этап 5. Определение частоты вращения турбины с использованием формулы для приведенной частоты вращения . Отсюда . Расчетное значение приведенной частоты вращения принимается для РО турбин при , для ПЛ турбин — при +5…10 мин^-1. Принимают ближайшее значение синхронной частоты вращения, определяемое по выражению n _С=3000/ р, где p — число пар полюсов ротора генератора.

Этап 6. После назначения диаметра и частоты вращения следует построить на универсальной характеристике область рабочих режимов турбины и оценить, насколько эта область совпадает с областью максимальных кпд. По формуле вычисляют три значения приведенной частоты вращения — для расчетного, максимального и минимального напоров. Затем на характеристику наносят три горизонтальных линии , соответствующие полученным значениям . Абсциссы , ограничивающие эти линии, определяются с учетом выбранного значения диаметра D ₁.

Для расчетного напора , по характеристике также определяется значение открытия направляющего аппарата a _0макс. Для максимального напора , где Q_{H max}= N _Т/ 9,81 H _max∙ η_Т. Абсцисса на линии для минимального напора должна соответствовать такому же открытию направляющего аппарата a _0макс, что и на линии максимального напора.

Соединив определенные для трех напоров режимные точки с координатами , получим и оценим область рабочих режимов подобранной турбины (рис. 12.6). При неудовлетворительном результате подбор следует повторить, выбрав новые значения диаметра и частоты вращения.

Этап 7. Вычисление минимально допустимой высоты отсасывания по зависимости

,

 

Рис. 12.6. Используемая область характеристики турбины

 

где Ñ_НБ — отметка нижнего бьефа, s — коэффициент кавитации, определяемый для нескольких (5-7) точек, покрывающих левую границу области рабочих режимов турбины. Напор в выбранных точках, если не известен заранее, определяется по формуле . Из 5-7 вычисленных значений высоты отсасывания выбирается минимальная по абсолютному значению.

Этап 8. Определение поправки на кпд турбины. Поправка на гидравлический кпд с учетом масштабного эффекта вычисляется по формуле

,

где h_г.м — максимальное значение кпд в оптимуме универсальной характеристики, ε — доля пересчитываемых потерь, принимаемая в первом приближении равной 0,75.

В числителе подкоренных дробей — диаметр модельной турбины и напор при модельных испытаниях, в знаменателе — диаметр и напор подобранной турбины. В любой точке характеристики кпд турбины определяется зависимостью

h_т = h_м + Dh_г – Dh_м.о,

где Dh_м.о — поправка на механические и объемные потери, принимаемая равной 0,01-0,02.

Этап 9. Определение размеров турбины по чертежам, прилагаемым к универсальной характеристике, где приводятся относительные размеры в долях от диаметра D_1. Подсчет веса турбины и, отдельно, веса рабочего колеса по приближенным формулам или справочным таблицам, где вес определяется в зависимости от типа турбины, напора и мощности.

Подбор ковшовых турбин имеет некоторые особенности. В частности, оптимальная приведенная частота вращения для всех ковшовых турбин практически одинакова и составляет 39-40 мин^-1. Диаметр турбины зависит от числа струй (сопл) z _C и вычисляется по формуле

,

где - приведенный расход одного сопла, определяемый по универсальной характеристике (рис. 12.7).

 

Рис. 12.7. Универсальная характеристика ковшовой турбины
(односопловая, число лопастей рабочего колеса 18)

 

Частота вращения зависит от диаметра и, через диаметр, от числа сопл: . Как правило, при подборе ковшовых турбин рассматриваются варианты с различным числом сопл — 1, 2, 3, 4, 6 и т. д. Строится таблица соответствия значений z _C –D₁–n и выбирается число сопл. Если синхронная частота вращения отличается от выбранного n, то следует изменить диаметр, чтобы сохранить Принимая коэффициент скорости при истечении струи j =0,98-0,99, вычисляют диаметр струи , диаметр сопла d _сопла= 1,3 d _C и наружный диаметр рабочего колеса D _НАР= D ₁+ (2,8…3,6) d _C.