Міністерство освіти і науки України 2 страница

. (2.14)

Для холодної води = 0,3 м (рис. 14). У цих умовах:

, (2.15)

де: - розрахунковий коефіцієнт кавітації турбіни; - абсолютний рівень нижнього б'єфа.

Ця формула широко використовується при визначенні допустимої висоти відсмоктування і визначенні позначки установки турбіни при проектуванні ГЕС.

Рис. 14. Залежність тиску насиченого водяного пару від температури

При розрахунках коефіцієнта кавітації визначити по конструкції турбіни неможливо через відсутність даних. Кількісні значення коефіцієнта кавітації визначаються експериментальним шляхом на спеціальному кавітаційному стенді. Ці значення відповідають моменту виникнення кавітації й називаються критичними.

При розрахунках допустимої висоти відсмоктування H_s розрахунковий коефіцієнт кавітації турбіни визначають за критичним значенням із введенням коефіцієнта запасу, що приймається рівним , = (1,1÷1,2):

= (2.16)

Коефіцієнт кавітації залежить від типу турбіни ( або коефіцієнт швидкохідності ) і режиму роботи.

Як правило, значення беруться з універсальної характеристики турбіни. Узагальнена залежність для умов номінальної (максимальної) потужності турбін за експериментальними даними показана на рис. 15, де зазначено діапазон можливих відхилень для різних типів турбін. Середнє значення для цих умов можна обчислити за емпіричною формулою

. (2.17)

Наведена залежність підтверджує, що з ростом швидкохідності турбіни коефіцієнт кавітації швидко збільшується.

Рис. 15. Залежність коефіцієнта кавітації від швидкохідності при номінальному (максимальному) навантаженні.

Способи відліку висоти відсмоктування , в відповідності до (2.15), для різних типів турбін показані на рис. 16. У вертикальних радіально-осьових і діагональних турбінах відраховується від нижньої крайки направляючого апарата; у вертикальних осьових турбінах - від осі повороту лопаток робочого колеса; у горизонтальних турбінах - від верхньої точки робочого колеса.

В відповідності до норм проектування установочна висота відсмоктування для вертикальних турбін бере початок від середньої лінії направляючого апарата й становить:

для радіально - осьових та діагональних турбін (див. рис. 6, б і 7)

; (2.18)

для осьових турбін (див. рис. 6, а)

, (2.19)

а для горизонтальних турбін відраховується від осі обертання робочого колеса й становить:

. (2.20)

Розрахункове значення по (2.15) не залежить від розмірів турбіни, у той час як змінюється в залежності від .

Рис. 16. Відлік висоти відсмоктування H_s у різних типів турбінах

2.6. Осьові поворотно-лопатеві вертикальні турбіни

Основні визначальні параметри поворотно-лопатевої вертикальної турбіни приведені в табл. Д-3. Розрахункові значення і в таблиці вказані для умов розрахункового напору турбіни, який має проміжне значення між максимальним і мінімальним (ближче до мінімального). Для турбіни кожного типу вказано два значення і відповідні їм коефіцієнти кавітації σ. Можна брати будь-які, а також проміжні з відповідною інтерполяцією σ. Як видно, змінюється від 2300 до 1000 л/с, відповідно - від 1,2 до 0,28.

Найбільш важливі розміри осьових турбін показані на рис. 6, а. Розміри, віднесені до діаметру робочого колеса D ₁, і приведені в табл. Д-3. Останні можна знайти таким чином: = 1,2 1,25 (у раніше розроблених турбін = 1,16); = 0,21; = 0,09 0,12; = ; = -0,05 і = 0,973.

2.7. Осьові поворотно-лопатеві турбіни горизонтальні капсульні

Показники двох типів сучасних осьових поворотно-лопатевих турбін при їх установці в горизонтальних капсульних агрегатах надані в табл. Д-4. ПЛК10 - турбіна дуже високої швидкохідності ( досягає 1400), відрізняється великою пропускною здатністю. Ці турбіни призначені для роботи на найменших змінних напорах (турбіни такого типу встановлені на приливних електростанціях Рені у Франції і Кислогубській в Росії). Турбіни, що відповідають типу ПЛК16, були встановлені на Київській та Канівській ГЕС на Україні.

2.8. Діагональні поворотно-лопатеві турбіни

Число наявних турбіни цього типу є порівняно невелике, і тому приведені в табл. Д-5 показники повинні розглядатися як попередні, особливо для турбін Д30. Представлений діапазон даних для кожного кута ( = 60, 45 і 30°) передбачає можливість використання декількох типів турбін з різною формою проточної частини. Основні розміри показані на рис. 6, б.

Відносний діаметр по осях повороту направляючих лопаток = 1,25 1,28. Номінальний діаметр корпусу в діагональних турбінах визначається по осях повороту лопатей. Аналогічним чином визначається і діаметр робочого колеса D ₁. Отже, максимальний розмір корпусу і максимальний діаметр по вхідних кромках робочого колеса будуть значно більші, чим і D ₁. Тип відсмоктуючої труби береться такий же, як для осьових турбін, відносною висотою = 2,3.

2.9. Пропелерні осьові і діагональні турбіни

Порівняння характеристик (рис. 8 - 10). показує, що у пропелерних турбін при відхиленні навантаження або витрати від оптимального, ККД знижується значно швидше ніж у поворотно-лопатевих. У зв'язку з цим потужні пропелерні турбіни використовуються рідко. Але оскільки на багатоагрегатних ГЕС є можливість використання турбін у вузькій зоні режимів, близьких до оптимальних, відношення до цих турбін останнім часом змінюється. Так, на Дніпрогесі II, введеному в експлуатацію ще в 1976 р., частина агрегатів має розроблені і виготовлені на ХТГЗ (м. Харків) потужні пропелерні турбіни: = 6,8 м, кут установки лопатей робочого колеса +9°30', N = 115 МВт, n = 107,1 об/хв. Це дозволило зменшити діаметр корпусу з = 0.43 у відповідної поворотно-лопатевої турбіни до = 0,35, знизити приблизно на 10 % масу турбіни і поліпшити показники кавітації. Отриманий досвід вказує на доцільність використання в деяких випадках пропелерних осьових і діагональних турбін.

2.10. Радіально-осьові турбіни

Параметри радіально-осьових турбін різних типів в широкому діапазоні напорів - від 45 до 700 м приведено в табл. Д-6, а розміри - на рис. 7. Відносний діаметр по осях направляючих лопаток = 1,20 (у турбінах більш ранніх випусків він складав 1,16). Висота до низу робочого колеса = 0,12 0,15 для напорів до 200 м і = 0,18 0,2 для більш високих напорів. Для кожного діапазону напорів є декілька типів турбін і можуть бути розроблені інші, тому параметри особливо і , можуть мати і проміжні значення, тобто визначатися інтерполяцією.

2.11. Показники маси турбін

При проектуванні гідроелектростанції часто потрібно визначити загальну масу турбіни і окремих її частин, особливо робочого колеса. Ці дані важливі, оскільки вартість турбіни даного типу в основному пропорційна її масі, а від маси робочого колеса залежить вибір способів транспортування і монтажу.

Точну масу турбіни можна встановити тільки на підставі проектних даних заводу-виробника. Слід враховувати, що навіть для одних і тих же умов і при однакових розмірах в різних проектах маса турбіни буде різною, що пов'язане з використаними конструктивними рішеннями. З часом в процесі вдосконалення конструкцій турбін показники питомої маси досить істотно змінюються. Крім того питома маса турбіни істотно залежить від напору і із збільшенням напору знижується.

Попередні приблизні розрахунки визначення маси турбіни можна проводити з використанням наступних узагальнених залежностей.

Загальна маса осьових поворотно-лопатевих турбіни з бетонною турбінною камерою складає:

(2.21)

Тут - номінальний діаметр, м; - максимальний напір турбіни.

Якщо турбіна має сталеву спіральну камеру, то маса камери

, (2.22)

і загальна маса турбіни дорівнює

+ . (2.23)

Маса робочого колеса осьової турбіни

. (2.24)

Маса діагональних поворотно-лопатевих турбін на 10-15 % більше осьових, а маса робочого колеса на 25-40 % більше.

Загальна маса радіально-осьових турбін із сталевою спіральною турбінною камерою складає:

. (2.25)

Тут - номінальний діаметр, м; - максимальний напір турбіни.

Якщо турбіна має бетонну турбінну камеру, то її маса повинна бути віднята від величини, отриманої по (2.25). Орієнтовно

= . (2.26)

Якщо частина навантаження від напору води передається на залізобетон, то повинна бути менше, ніж по (2.26), на 25-40 %.

Маса робочого колеса радіально-осьової турбіни приблизно визначається залежністю

(2.27)

3. Алгоритм вибору реактивних турбін по приведеним параметрам

Як початкові умови задаються: - розрахунковий напір; - максимальний напір; - мінімальний напір; - необхідна розрахункова потужність турбіни і - абсолютна відмітка рівня нижнього б'єфу. Необхідні для розрахунків параметри , , та інше можна вибрати з табл. Д-3 – Д-6, але повніші дані встановлюються по універсальних характеристиках турбін відповідних типів.

Розрахунок проводиться в наступній послідовності.

1. Тип турбіни вибирається в основному по .

2. Розрахункова витрата турбіни (найбільша) визначається по заданій потужності з допомогою:

. (3.1)

Оскільки розрахунок ведеться на повне відкриття турбіни, то менше оптимального. Для поворотно-лопатевих турбін приймають = 0,87 0,9, для радіально-осьових турбін - = 0,9 0,92.

3. Діаметр турбіни :

. (3.2)

Для радіально-осьових турбін розрахункова приведена витрата = на лінії 5% - ого запасу потужності (0,95 N_макс). У поворотно-лопатевих турбінах зазвичай вибирається з умов, які визначаються допустимою висотою відсмоктування, тобто по максимальному значенню коефіцієнта кавітації . У зв'язку з цим в табл. Д-3 – Д-5 вказано два значення з відповідними значеннями . Вважається, за краще брати, завжди найбільші значення , що дозволяє зменшити і підвищити частоту обертання. Можна брати і проміжні значення , тоді знаходиться інтерполяцією.

Прийнявши значення і обчисливши по (3.2) , по табл. Д-1 приймають найближчий номенклатурний діаметр.

4. Частота обертання турбіни визначається по формулі

(3.3)

Розрахункова приведена частота для радіально-осьових турбін береться близькою до оптимальної (табл. Д-6), а для поворотно-лопатевих і діагональних турбін > (табл. Д-3 – Д-5). Це пов'язано з тим, що велику частину часу турбіна працює при напорі , і тоді, як це видно з , при тій же частоті приведена частота знижується і потрапляє в зону оптимуму характеристики турбіни.

Обчисливши по (3.3), приймемо найближчу синхронну швидкість обертання, значення якої визначають по (1.1).

5. Допустима висота відсмоктування знаходиться по формулі (2.15) , де: (2.16), а - коефіцієнт запасу При цьому слід враховувати, що на головних універсальних характеристиках і в табл. Д-3 – Д-5 значення дані без запасу.

6. Основні розміри турбіни визначаються по на підставі відносних розмірів, приведених в таблицях, описах і на кресленнях турбін даного типу (див. рис. 6 і 7).

7. Маса турбіни визначається по наближених формулах (2.21)-(2.27) або по аналогах.

8. Після вибору типу турбіни і визначення і по заданих і напорах , і корисно виділити зону використання головної універсальної характеристики. Для цього обчислюють три значення для всіх трьох напорів:

; ; .

Рис. 17. Зона характеристики, що використовується

Окрім того, для , находять значення . Задавшись η, з допомогою формули розрахунку потужності турбіни , розраховують . Тоді

. (3.4)

Отримані точки наносять на універсальну характеристику, як показано на рис. 17, і з їх допомогою виділяють зону використання турбіни. Ця зона обмежена лініями а, b, c, d, e. Добре, якщо зона високих ККД цілком розташована усередині використовуваної зони.

4. Особливості вибору ковшових турбін

Якщо при підборі реактивних турбін початкові параметри , та ін. беруться з експериментальної характеристики, то при підборі активних ковшових турбін основні її параметри можуть бути достатньо надійно визначені розрахунком, що базується на аналізі робочого процесу ковшової турбіни показаної на рис. 18.

Швидкість струменя води сопла визначається по формулі , коефіцієнт швидкості сопла становить =0,98 0,99. Оптимальна окружна швидкість робочого колеса без урахування втрат повинна складати 0,5 (а з урахуванням втрат на 4-6% нижче). Таким чином оптимальна приведена частота обертання ковшових турбін для Н = 1м і =1 складає:

об/хв. (4.1)

Рис. 18. Схема ковшової турбіни

1 – сопло; 2 – напірний трубопровід; 3 – робоче колесо; 4 – вал турбіни; 5 – робоча лопать турбіни; 6 – ніж для розділу струменя; 7 – спеціальна проріз для уникнення удару струменем тильну сторону лопаті; 8 – голка для регулювання витрати сопла турбіни.

На основі отриманих результатів можна зробити висновок, згідно якому для всіх ковшових турбін зберігає майже постійне значення. На рис. 19 показана універсальна характеристика ковшової турбіни, яка підтверджує цей висновок.

Витрата ковшової турбіни визначається співвідношенням

(4.2)

Тут z_c - число струменів (сопел); d_c - діаметр струменя. Помноживши і розділивши праву частину на - квадрат діаметру робочого колеса отримаємо:

. (4.3)

Для приведених параметрів D₁ = 1 і Н = 1

. (4.4)

Виразимо приведену витрату одного сопла:

. (4.5)

Тоді для всієї турбіни

. (4.6)

Вирази (4.4) і (4.6) показують, що пропускна спроможність ковшової турбіни визначається числом сопел (струменів) і відношенням , причому максимальна пропускна спроможність береться при повному відкритті сопла.

Необхідно звернути увагу на те, що якнайкращі енергетичні показники ковшової турбіни виходять при відношенні

. (4.7)

Проте допускаються і більші значення (до 1/7 1/8), а іноді, якщо напір дуже великий або потужність мала, то d_c / D₁ може бути і значно менше (наприклад 1/30 1/40), що приводить до збільшення діаметру і зниження частоти обертання.

Дата добавления: 2015-11-05