Расчёт гидротурбины ПЛ 20/811-В-50

Федеральное агентство по образованию

Санкт-Петербургский государственный политехнический университет

Электромеханический факультет

Кафедра электрических станций

Отдел заочного обучения

Курсовая работа

По дисциплине: Гидроэнергетические установки

Работу выполнил:

Студент: з53211/2 группы 5 курса Зенченко А.А.

Санкт-Петербург 2014

Введение

Выбор основных параметров и элементов проточной части гидротурбины является важнейшим, основополагающим этапом работы, необходимым для разработки эскизных и технических проектов гидротурбинного оборудования и зданий гидроэлектростанции. Он предполагает выполнение следующих работ:

выбор системы турбины и типа рабочего колеса

определение диаметра рабочего колеса

определение нормальной частоты вращения турбины

определение разгонной частоты вращения турбины

расчет величины осевого усилия

определение критической высоты отсасывания

построение эксплуатационной характеристики гидротурбины

гидромеханический расчет спиральной камеры

выбор формы профиля лопатки, построение кинематической схемы, определение хода поршня сервомотора направляющего аппарата

определение конструктивных размеров рабочего колеса

выбор типа и основных размеров отсасывающей трубы

Все эти меры обеспечивают эффективность и высокую эксплуатационную надежность гидротурбины.

Исходные данные:

Напор рабочий - 16,2м

Напор min − 11.6 м

Напор max − 18м

Номинальная мощность гидротурбины − 21000кВт

Модельный напор - 4м

Отметка расположения станции − 145м

1. Выбор основных параметров гидротурбины.

.1 Выбор системы турбин и типа рабочего колеса

Выбор системы турбины и типа рабочего колеса производим по заданному максимальному напору.

По [15 табл.1.1] выбираем ПЛ 20

Если известна система турбины, выбирают, ориентируясь на заданный максимальный напор, номенклатурный тип рабочего колеса.

В номенклатуре гидротурбин[14] указаны для каждого диапазона напоров рекомендуемые типы рабочих колёс и приводятся их универсальные характеристики (см. приложение Рис.1). По [14] выбираем гидротурбину ПЛ 20/811-В-50 - поворотно-лопастная гидротурбина на напор до 20м, вертикальная, с рабочим колесом, имеющим номер 811 и диаметр .

 

.2 Определение диаметра рабочего колеса

Для определения диаметра рабочего колеса используют универсальную характеристику выбранной гидротурбины.

Диаметр рабочего колеса гидротурбины определяется по формуле:

        (1)

Где N- номинальная мощность гидротурбины, кВт; -приведённый расход в расчётной точке, /с; - расчётный напор гидротурбины, м; - КПД натурной гидротурбины, соответствующий режиму её работы в расчётной точке.

Для поворотно-лопастных гидротурбин, на универсальных характеристиках которых линия 5%-го годового запаса мощности отсутствует (поскольку для этих турбин данная линия расположена на больших приведённых расходах, на которых не представляется возможным обеспечить безкавитационную работу турбины), значение в формуле(1) должно быть таким, при котором обеспечивается достаточно высокое значение КПД турбины и не происходит существенного развития кавитационного процесса. Это обеспечивается, когда в расчётной точке приведённый расход  больше оптимального расхода(в точке максимального значения КПД) на 30-50%, т. е.

       (2)

Большее значение , соответствующее коэффициенту 1,5, выбирают для самых быстроходных типов рабочих колёс (ПЛ10-ПЛ20).По формуле (2)находим:

Коэффициент полезного действия турбины, необходимый для определения диаметра колеса по формуле (1), вычисляется с учётом поправки на масштабный эффект по формуле:

  (3)

где - коэффициент полезного действия модели, который определяется по универсальной характеристике в расчётной точке А; -поправка КПД за счёт масштабного эффекта, которую предварительно(для определения диаметра рабочего колеса) можно принять равной 0,03. По формуле (3) находим:

По формуле (1) находим:

Полученное значение диаметра необходимо округлить до стандартного значения. По [15 табл. 1.5]приводится стандартный ряд диаметров рабочих колёс гидротурбин. В нашем случае  4,75м

После округления диаметра до стандартного значения на универсальной характеристике изменится положение расчётной точки. Необходимо определить её новые координаты (см. пункт 1.4 расчёт точки Р)

 

1.3     Определение частоты вращения турбины

Частота вращения турбины (n, об/мин) предварительно определяется по формуле:

об/мин      (4)

Где ; - принятый диаметр рабочего колеса; - оптимальная приведённая частота вращения турбины, определяется с учётом масштабного эффекта по формуле:

      (5)

где , - максимальное значение КПД, соответственно натуральной турбины и модели; - оптимальная приведённая частота вращения модели.

Величины и  определяются по универсальной характеристике и обычно указываются на ней, а величина определяется согласно номенклатуре[14] по формуле:

          (6)

здесь, - число Рейнольдса модели и турбины, причём

   (7)

Где  и - диаметр и напор модельной турбины, которые указываются на универсальной характеристике.

По формуле (7) находим: =

По формуле (6) находим:

По формуле (5) находим: = об/мин

По формуле (4) находим:  об/мин

Синхронной частотой вращения называется такая частота, которая обеспечивает стандартную частоту переменного тока в электросети. Синхронная частота вращения турбины  определяется по формуле:

, об/мин     (8)

Где f- частота переменного тока в электросети(для России f=50Гц); p-число пар полюсов генератора. По [15 табл. 1.6] принимаем n=125 об/мин .

Для дальнейших расчётов необходимо найти поправки  по КПД и по приведённой частоте вращения , учитывающее значение КПД и приведённых оборотов натурной турбины по сравнению с моделью за счёт масштабного эффекта. Поправку на приведённый расход обычно не учитывают.

В соответствии с рекомендациями номенклатуры[13,14] поправку  определяют по формуле: 

     (9)

Аналогично, поправка равна:

     (10)

По формулам (9) и (10) находим:

 об/мин

Найденные по формулам (9) и (10) поправки, вычисленные для оптимального режима, можно принять одинаковыми для всех режимов работы гидротурбины.

 

.4 Построение зоны работы турбины на универсальной характеристике

Для проверки выбора правильности диаметра  и частоты вращения турбины необходимо построить на универсальной характеристике зону работы турбины (см. приложение Рис.1). Зона работы турбины ограничена по приведённой частоте вращения двумя горизонтальными линиями(1 и 2см. в приложение Рис.1).

 об/мин

 об/мин (11)

Указанные линии соответствуют работе гидротурбины при заданных минимальном и максимальном напорах.

Координаты (,) точки P (см. приложение Рис.1), соответствующие работе турбины при расчётном напоре и заданной мощности определяются по формулам:

;     (12)

 об/мин;

 л/с

Аналогично определяются координаты (, ) точки C (см. приложение Рис.1), соответствующие работе турбины при максимальном напоре и заданной мощности:

;        (13)

об/мин;  л/с

В формулах (12) и (13) значение КПД турбины на рассматриваемых режимах предварительно принимаются равным значению  вычисленному по формуле (3) и используемому при определение диаметра рабочего колеса. Координаты (, ) точки А (см. приложение Рис.1) на универсальной характеристике соответствуют работе турбины при минимальном напоре, поэтому . При минимальном напоре турбина не даёт заданную мощность. Поэтому приведённый расход в точке А нельзя найти по формуле (12), и его определяют из условия равенства открытий направляющего аппарата при минимальном и расчётном напорах.

1.5 Разгонная частота вращения

Разгонную частоту вращения натурной гидротурбины определяют по формуле:

    (14)

В случае отсутствия разгонных характеристик значение  на стадии эскизного проектирования можно оценить приближённо, из соотношения:

           (15)

где - коэффициент разгона. Значение  выбираем по[15 табл.1.7]

=2,8

1.6 Осевое усилие

Приближённое значение  определяют по формуле:

    (16)

где -гидравлическая составляющая осевого усилия; - вес рабочего колеса гидротурбины; - вес вала гидротурбины; - вес ротора генератора; - вес вала генератора.

Гидравлическая составляющая осевого усилия равна:

        (17)

где - коэффициент, определяемый приближённо системой турбины и типом рабочего колеса, кН/[15 табл. 1.8]; - диаметр рабочего колеса, м;- максимальный напор, м.   

Вес рабочего колеса  и вес вала гидротурбины  определяются конструкцией гидротурбины. Вес рабочего колеса определяется:

  (18)

где К=(3,9-7,1)кН/ , меньшие значения К принимаются для рабочих колёс с меньшим числом лопастей:

      (19)

Общий вес генератора G в зависимости от мощности турбины N (МВт) и синхронной частоты вращения ротора n (об/мин) гидроагрегата приближенного определяется по формуле:

  кН     (20)

где =1750-2000

Вес вращающихся частей генератора , опирающихся на подпятник, составляет 0,45…..0,55 от общего веса G[2]. При курсовом проектировании можно принять, что =0,5G

По (17):  кН

По (18):  кН

По(19):  кН

По(20):  кН

По(16): кН

1.7 Определение критической высоты отсасывания

Для качественной оценки степени развития кавитации на рабочем колесе гидротурбостроении вводится безразмерный кавитационный коэффициент установки , который определяется по формуле:

        (21)

Где В=(10.2-10.3) м- - барометрическое (атмосферное) давление на нижнем бьефе ГЭС в м вод. ст.; (10.2-10.3) м вод. ст. - атмосферное давление на уровне моря; =(0.2-0.3) м вод. ст. - давление парообразования при температуре воды 15-25.

По условиям кавитации эксплуатация гидротурбины на заданном режиме работы при значениях является не допустимой. Подставляя в формулу (21) ,найдём для заданного режима максимальную величину высоты отсасывания, которую называют критической высотой отсасывания и определяют по формуле:

  (22)

В формуле (22) введён коэффициент запаса , учитывающий неточности определения  при модельных испытаниях, возможное несоответствие элементов проточных части модели и натуры, влияние масштабного эффекта и т.д. С достаточной точностью величину  можно найти по формуле:

      (23)

Выбор критической высоты отсасывания может быть произведён также по формуле, рекомендованной номенклатурой [14]:

     (24)

Расчётное значение  не должно превосходить заданной экономически целесообразной предельной величины высоты отсасывания , которая ориентировочно принимается равной[9]: =-(8-10)м

При наличии только универсальной характеристики величинуцелесообразно оценить для двух случаев:

а) =1,05

Для точки (А)

Для точки (Р)

Для точки (С)

б) =2

Для точки (А)

Для точки (Р)

Для точки (С)

Вывод: Так как при=2 в точке (Р)больше принимаем =1,05. Запас составляет 5%. При этом значении  на рабочем колесе будет сильно развитая кавитация, но, как показала практика, будет гарантированно получение расчётной мощности. Следует принять меры для защиты колеса от разрушений (например использовать кавитационностойкий материал). Затраты на сооружение ГЭС в этом случае будут минимальными.

2. Эксплуатационная характеристика гидротурбины

.1 Построение линий равных значений коэффициента полезного действия турбины

Линии равных значений КПД турбины  строятся в следующем порядке:

.Разбиваем заданный интервал напоров  на 4-6 приблизительно равных частей, причём один из напоров должен быть принят равным расчётному. Для каждого напора определяем соответствующую приведённую частоту вращения турбины и модели

,

а)  об/мин,  об/мин

б)  об/мин,  об/мин

в)  об/мин,  об/мин

г)  об/мин,  об/мин

д)  об/мин,  об/мин

е)  об/мин,  об/мин

. Проводим на универсальной характеристике горизонтальные линии . Для каждого напора в табличной форме производится расчёт рабочих характеристик турбины, представляющих собой зависимость КПД турбины от мощности, т.е.  при H=const. Из универсальной характеристики определяем приведённый расход  в точках пересечения горизонтальной линии  с линиями постоянных значений КПД модели .(столбцы 1, 2 табл.2.1)

. Определяем КПД турбины по формуле:

,          (25)

где  - рассчитано ранее (см.пункт 1.3)

. вычисляем мощность турбины по формуле:

 или  кВт,          (26)

где . Значения КПД и мощности N турбины указаны в 3 и 4 столбцах табл.2.1. Аналогично расчёты проводятся для всех рассматриваемых напоров.

Табл.2.1 Расчёт рабочих характеристик

Н=13.8 м, =159.04 об/мин, =11347
%%N, кВт
86	0.580	86.01	5661
87	0.610	87.01	6023
88	0.650	88.01	6491
89	0.698	89.01	7050
90	0.770	90.01	7864
90.5	0.840	90.51	8579
91	0.950	91.01	9531
91.5	1.110	91.51	10959
91.5	1.400	91.51	14537
91	1.550	91.01	16007
90.5	1.650	90.51	16946
90	1.720	90.01	17567
89	1.830	89.01	18483
88	1.930	88.01	19273
Н=14.6 м, =155.65 об/мин, =12348
%%N, кВт
86	0.560	86.01	5947
87	0.582	87.01	6253
88	0.622	88.01	6760
89	0.660	89.01	7254
90	0.720	90.01	8002
90.5	0.780	90.51	8717
91	0.860	91.01	9665
91.5	0980	91.51	11074
91.5	1.460	91.51	16498
91	1.560	91.01	17531
90.5	1.670	90.51	18664
90	1.708	90.01	18983
89	1.882	89.01	20685
88	1.910	88.01	20757
Н=15.4 м, =151.53 об/мин, =13376
%%N, кВт
86	0.541	86.01	6224
87	0.565	87.01	6576
88	0.605	88.01	7122
89	0.635	89.01	7560
90	0.678	90.01	8163
90.5	0.730	90.51	8838
91	0.800	91.01	9739
91.5	0.910	91.51	11139
91.92	1.120	91.93	13772
91.92	1.300	91.93	15986
91.5	1.462	91.51	17895
91	1.550	91.01	18869
90.5	1.642	90.51	19879
90	1.697	90.01	20431
89	1.802	89.01	21455
88	1.898	88.01	22344
Н=16.2 м, =147.72 об/мин, =14432
%%N, кВт
86	0.538	86.01	6678
87	0.562	87.01	7057
88	0.600	88.01	7621	0.628	89.01	8067
90	0.665	90.01	8639
90.5	0.708	90.51	9248
91	0.762	91.01	10009
91.5	0.863	91.51	11397
91.92	1.008	91.93	13373
91.92	1.318	91.93	17486
91.5	1.460	91.51	19282
91	1.540	91.01	20227
90.5	1.635	90.51	21357
90	1.682	90.01	21850
89	1.782	89.01	22891
88	1.870	88.01	23752
Н=17 м, =144.19 об/мин, =15514
%%N, кВт
86	0.528	86.01	7045
87	0.557	87.01	7519
88	0.590	88.01	8056
89	0.618	89.01	8534
90	0.658	90.01	9188
90.5	0.690	90.51	9689
91	0.738	91.01	10420
91.5	0.822	91.51	11670
91.92	1.010	91.93	14405
91.92	1.240	91.93	17685
91.5	1.440	91.51	20443
91	1.500	91.01	21179
90.5	1.600	90.51	22467
90	1.660	90.01	23180
89	1.758	89.01	24276
88	1.830	88.01	24987
Н=17.8 м, =140.89 об/мин, =16622
%%N, кВт
86	0.522	86.01	7463
87	0.550	87.01	7955
88	0.580	88.01	8484
89	0.610	89.01	9025
90	0.642	90.01	9605
90.5	0.680	90.51	10230
91	0.720	91.01	10892
91.5	0.805	91.51	12245
91.5	1.415	91.51	21523
91	1.480	91.01	22389
90.5	1.570	90.51	23620
90	1.630	90.01	24387
89	1.720	89.01	25448
88	1.800	88.01	26332

5. Строим для всех напоров рабочие характеристики (Рис.2)

Рис.2

Для уточнения на эксплуатационной характеристике крайних точек кривой  следует построить зависимость . Точки пересечения этой линии с горизонтальной линией N=const определяют крайние по напору точки кривой H=const на эксплуатационной характеристике турбины.

Строим эксплуатационную характеристику гидротурбины ПЛ 20/811-В-50

 

2.2 Построение линий равных высот отсасывания

Линии  строятся на основ линий  универсальной характеристики в следующем порядке:

.        По данным табл. 2.1 строим вспомогательные графики  при значениях ? Соответствующих различным рассматриваемым напорам. (Рис.3)

.        Определяем на универсальной характеристике для каждого из напоров, (на линиях) значение приведённого расхода  в точках пересечения горизонтальной линии  с линиями  (значения  и  записываем в столбцы 1 и 2 табл.2.2).

.        Для всех расчётных точек табл.2.2 вычисляем значения высоты отсасывания  по формуле (23) или (24)(столбец 3 табл.2.2).

Рис.3

4. Используя график  (см. Рис.3), определяем мощность гидротурбины N при значениях приведённого расхода, указанных в табл.2.2(столбец 2). Величины мощности записываем в 4 столбец табл.2.2. Аналогично расчёты проводятся для всех рассматриваемых напоров.

Табл.2.2 Расчёт критической высоты отсасывания.

Н=13,8 м; 159,04 об/мин; =145м; м
, мN, кВт
0,35	0,838	3,51	8600
0,40	1,039	2,82	10700
0,45	1,159	2,13	12050
0,50	1,278	1,44	13300
0,55	1,372	0,75	14250
0,60	1,480	0,06	15300
0,65	1,570	-0,63	16200
0,70	1,642	-1,32	16850
0,75	1,738	-2,01	17700
0,80	1,810	-2,70	18300
0,85	1,866	-3,39	18750
0,90	1,900	-4,08	19050
Н=14,6 м; 155,65 об/мин; =145м; м
, мN, кВт
0,35	0,840	3,23	9400
0,40	1,050	2,50	10850
0,45	1,175	1,77	13250
0,50	1,295	1,04	14650
0,55	1,390	0,31	15750
0,60	1,495	-0,42	16850
0,65	1,580	-1,15	17750
0,70	1,670	-1,88	18650
0,75	1,740	-2,61	19250
0,80	1,810	-3,34	20000
Н=15,4 м; 151,53 об/мин; =145м; м
, мN, кВт
0,35	0,845	2,95	10250
0,40	1,060	2,18	13000
0,45	1,190	1,41	14650
0,50	1,310	0,64	16100
0,55	1,405	-0,13	17180
0,60	1,510	-0,90	18450
0,65	1,595	-1,67	19400
0,70	1,680	-2,44	20230
0,75	1,745	-3,21	20900
0,80	1,815	-3,98	21500
Н=16,2 м; 147,72 об/мин; =145м; м
, мN, кВт
0,35	0,855	2,67	11200
0,40	1,070	1,86	14150
0,45	1,205	1,05	16000
0,50	1,320	0,24	17500
0,55	1,420	-0,57	18800
0,60	1,520	-1,38
0,65	1,590	-2,19	20850
0,70	1,680	-3	21850
0,75	1,750	-3,81	22550
0,80	1,820	-4,62	23230
Н=17 м; 144,19 об/мин; =145м; м
, мN, кВт
0,35	0,870	2,39	12300
0,40	1,090	1,54	15550
0,45	1,225	0,69	17420
0,50	1,340	-0,16	19050
0,55	1,440	-1,01	20450
0,60	1,530	-1,86	21600
0,65	1,600	-2,71	22450
0,70	1,685	-3,56	23550
0,75	1,757	-4,41	24280
Н=17,8 м; 140,89 об/мин; =145м; м
, мN, кВт
0,35	0,890	2,11	13700
0,40	1,100	1,22	16700
0,45	1,240	0,33	18900
0,50	1,350	-0,56	20550
0,55	1,450	-1,45	22000
0,60	1,538	-2,34	23200
0,65	1,610	-3,23	24250
0,70	1,690	-4,12	25100
0,75	1,760	-5,01	25900

5. Строим зависимости при H=const Рис.4

Рис.4

. На рисунке проводим горизонтальные линии  и определив величины мощности и напора в точках пересечения этих линий с зависимостями H=f(N), переносим эти точки в координатную плоскость эксплуатационной характеристики. Соединяя плавной кривой точки, имеющие одинаковые значения Hs, получаем линии  на эксплуатационной характеристике.

 

.3 Построение открытий направляющего аппарата и углов установки лопастей

Линии  турбины строятся на основе линий постоянных открытий направляющего аппарата модели  , указанных на универсальной характеристике.

Соотношение между открытиями направляющего аппарата турбины и модели определяется по формуле:

 , м          (27)

где  - число лопаток направляющего аппарата. Значение - указывается на универсальной характеристике.

Построение линий  производится в следующем порядке (табл. 2.3):

.        Определяем по универсальной характеристике приведенный расход в точках пресечения горизонтальных линий , соответствующих напорам , с линиями  . Величины Заносим в таблицу 2.3.

.        Из графиков(см. Рис.3) определяем для каждого напора значения мощности при величинах , указанных в таблице 2.3 , и результаты заносим в таблицу 2.3.

.        По значениям величин мощности N, указанных в таблице 2.3 для одного открытия , и значениям напоров Н строим линии  на эксплуатационной характеристике.  

Табл.2.3

n ,об/мин	Н, м	(а0м)1=25 мм		(а0м)2=27,5 мм		(а0м)3=30 мм		(а0м)4=32,5 мм		(а0м)5=35мм		(а0м)6=37,5 мм		(а0м)7=40 мм
		(а0т)1=237,5мм		(а0т)2=261,25мм		(а0т)3=285мм		(а0т)4=308,75мм		(а0т)5=332,5мм		(а0т)6=356,25мм		(а0т)7=380мм
		Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт
159,04	13,8	0,615	6100	0,760	7700	0,920	9450	1,085	11200	1,270	13200	1,470	15200	1,730	17650
155,65	14,6	0,640	7000	0,780	8750	0,945	10650	1,115	12600	1,290	14600	1,495	16900	1,755	19450
151,53	15,4	0,660	7900	0,810	9900	0,970	11900	1,145	14050	1,320	16200	1,520	18500	1,780	21200
147,72	16,2	0,680	8850	0,830	10950	0,995	13200	1,165	15400	1,340	17800	1,540	20200	1,800	23050
144,19	17	0,700	9850	0,855	12250	1,020	14550	1,195	17050	1,370	19500	1,565	22000	1,830	25000
140,89	17,8	0,720	10900	0,870	13250	1,040	15850	1,220	18550	1,390	21200	1,580	23800	-	-

Аналогично строятся линии постоянных углов установки лопастей . При этом значение углов  для модели и натуры сохраняются одинаковыми.

Табл.2.4

n ,об/мин	Н, м	(0м)1=2,5 (0м)2=7,5(0м)3=12,5(0м)4=17,5(0м)5=22,5(0м)6=27,5
		(0т)1=2,5(0т)2=7,5(0т)3=12,5(0т)4=17,5(0т)5=22,5(0т)6=27,5
		Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт	Q,м3/с	N,кВт
159,04	13,8	0,505	50000,78580501,040108001,310136001,590164001,87018800
155,65	14,6	-	-	0,770	8600	1,015	11600	1,280	14600	1,550	17450	1,830	20200
151,53	15,4	-	-	0,755	9150	0,995	12250	1,255	15400	1,510	18450	1,790	21350
147,72	16,2	-	-	0,740	9700	0,980	13000	1,240	16450	1,480	19500	1,760	22650
144,19	17	-	-	0,725	10200	0,955	13550	1,200	17100	1,440	20450	1,720	23900
140,89	17,8	-	-	0,710	10750	0,940	14300	1,190	18100	1,420	21600	1,690	25100

.4 Построение линии ограничения мощности турбины

На эксплуатационную характеристику так же наносится линия ограничения мощности, которая делит ее на левую (рабочая) и правую(нерабочая) части. Она состоит из вертикальной линии АВ и наклонной линии ВС. Точка В на эксплуатационной характеристике имеет координаты (H_p,N) , где N- заданная номинальная мощность турбины. На напорах больше расчетного турбина может развивать мощность больше номинальной, но ее дальнейшее увеличение ограничивается мощностью генератора. Поэтому на всех напорах от расчетного до максимального линия ограничения мощности представляет собой вертикальную линию N=const. При напорах меньше расчетного турбина не может обеспечить номинальную мощность и линия ограничения мощности отклоняется на эксплуатационной характеристике от вертикального направления влево. В этой зоне мощность турбины ограничивается максимальным открытием направляющего аппарата, которое принимается равным открытию в точке В при расчетном напоре. Поэтому линия ограничения мощности ВС совпадает с линией  , проходящей через точку В. В случае, если на эксплуатационной характеристике нет линии ,проходящей через эту точку, линию ВС следует провести, пользуясь методом графической интерполяции и ориентируясь на ближайшие слева и справа от этой точки линии .

Для ПЛ и ПЛД гидротурбин на эксплуатационную характеристику наносятся дополнительно линии постоянных углов установки лопастей . Большее количество линий на одной эксплуатационной характеристике затрудняет пользование этой характеристикой. Поэтому для ПЛ и ПЛД гидротурбин линии  и , а также линию ограничения мощности в координатной плоскости (N,H) строят отдельно и эту характеристику называют комбинаторной. В этом случае на эксплуатационную характеристику ПЛ и ПЛД гидротурбины наносят только линии  , линии  и линию ограничения мощности.

 

3. Спиральная камера гидротурбины

.1 Основные положения

В реактивных гидротурбинах для подвода воды к направляющему аппарату используют различные камеры различной конструкции.

Для средних и крупных вертикальных гидротурбин в настоящее время применяют только спиральные турбинные камеры. По сравнению с другими типами турбинных камер они имеют минимальные габариты, обеспечивают осесимметричный подвод потока и необходимую ее закрутку, а так же позволяют разместить значительную часть гидротурбинного оборудования в защищенном от воды помещении. Осесимметричный подвод и создание необходимой закрутки перед направляющим аппаратом исключает неустойчивые режимы работы турбины и обеспечивают высокую эффективность рабочего процесса.

Проектирование спиральных турбинных камер проводят с учетом следующих требований:

)обеспечение равномерного распределения расхода по окружности направляющего аппарата

)направление потока перед лопатками направляющего аппарата должно быть таким, чтобы на основных режимах работы турбины они обтекались с небольшими углами атаки

) размеры и конфигурация радиальных сечений спиральной камеры должны быть такими, чтобы скорости воды в ней не превосходили некоторых предельных значений, определяемых уровнем допустимых потерь, а так же удовлетворяли требованиям общей компоновки здания гидростанции

)обеспечение условий прочности и исключение протечек воды в другие части здания станции.

Форма радиальных сечений спиральной камеры тесно связана с ее изготовлением, а оно определяется напором и размерами трубы. При небольших напорах (Н≤40м) спиральная камера выполняется непосредственно в железобетоне, и в целях упрощения производства строительных работ форма её радиальных сечений образуется прямыми линиями. Для обеспечения высоких гидравлических показателей предпочтительнее симметричные (b₁=b₂) радиальные трапецеидальные сечения. Таким образом, для ПЛ гидротурбин применяются как бетонные , так и металлические спиральные камеры.

По таблице выбираем рекомендованные параметры для ПЛ-20

 - угол охвата между подводящим каналом и спиральной камерой

   

       

 

.2 Гидромеханический расчёт спиральной камеры

В результате гидромеханического расчёта спиральной камеры определяют размеры е радиальных сечений и форму спирали в плане.

В основу гидромеханического расчёта спирали заложены три условия, которым должен подчиняться поток протекающей в ней жидкости:

-равномерное распределение по окружности направляющего аппарата. Это условие обеспечивается, если в любом поперечном сечении будут одинаковы радиальные составляющие скорости , т. е. . При этом расход через любое радиальное сечение равен:

       (28)

где -угол в градусах, характеризующий положение сечения по отношению к зубу спирали; Q- расход через турбину;

одинаковая закрутка потока во всех точках спирального канала, т.е. , где - окружная составляющая скорости в любой точке потока;r- радиус точки. В спиральной камере нет каких-либо элементов, способных вызвать изменение количества движения или создать вихри. В этом случае поток в спиральном канале характеризуется постоянством момента скорости. Величину закрутки , создаваемой спиральной камерой, называют постоянной спирали.

      (29)

- размеры радиальных сечений спиральной камеры должны быть такими, чтобы средние скорости потока в них не превосходили предельных значений, определяемые уровнем допустимых потерь.

Величину скорости во входном сечении, определяем по формуле:

        (30)

При больших значениях скорости  увеличиваются потери энергии в спиральной камере, которые пропорциональны квадрату этой скорости. При задании меньших значениях скорости  существенно увеличиваются размеры спиральной камеры, соответственно, стоимость строительства гидроэлектростанции.

Расход, проходящий через сечение, можно найти по формуле:

   (31)

где F-площадь сечения; b- высота сечения, зависящая от радиуса, т.е. b=f(r).

В формуле (31) интегрирование производится от радиуса кромки статора r_b до радиуса наружной стенки данного сечения спиральной камеры R_i , так как площадь, занятая колоннами статора, является частью площади F.

Расход Q_i может быть определён по формуле (28), а скорость V_u- по формуле(29). Подставляя условия (28) и (29) в формулу (31) получим

       (32)

Обозначим , тогда выражение (32) примет вид:

      (33)

Интеграл I_i , зависит только от формы и размеров поперечного сечения спиральной камеры и может быть вычислен аналитически или численно для любого заданного сечения. По формуле (33) можно найти угол в плане , на котором это сечение расположено.

Запишем формулу (33) для входного сечения спиральной камеры:

    (34)

Учитывая выражения (33) и (34) , получим

        (35)

Используя зависимость (34), найдём постоянную К спиральной камеры:

   (36)

Для проектирования колонны статора необходимо определить угол δ между вектором скорости и окружным направлением в области расположения статора.

     (37)

3.3 Последовательность расчета спиральной камеры

Расчет бетонной спиральной камеры выполняют в следующей последовательности:

1. Выбираем угол обхвата =210 и высоту направляющего аппарата=1,9м, задаем стандартные размеры симметричных трапецеидальных сечений спиральной камеры: диаметр входной кромки статора D_a=1,63D₁=1,63*4,75=7,74м , диаметр выходной кромки статора D_b=1,38D₁=1,38*4,75=6,56м, b₁=b₂, α₁=25⁰, α₂=15⁰.

. Определяем расход через турбину

Находим Q_вх

3. По формуле (30) определяем значение средней скорости  во входном сечении спирального канала и вычисляем площадь входного сечения.

 26,02

4. Определяем размеры входного сечения, площадь которого равна . Запишем выражение для площади входного сечения , имеющего симметричную трапецеидальную форму(b₁=b₂). Учтём при этом , что площадь b₀(r_a-r_b) , занятая колоннами статора, относится к площади входного сечения.

Задав радиус входного сечения  и подставив известные значения, определяем из последнего выражения высоту .

 откуда =6,49

. Вычисляем интеграл  для входного сечения спиральной камеры. Численное интегрирование производится от радиуса выходной кромки статора r_b до радиуса R_вх наружной стенки входного сечения.

            

                

6. Задаём несколько произвольных радиальных сечений спирали, расположенные в промежутке от входного сечения до зуба спирали, и аналогично определяем для них значения интегралов.

                 

                      

7. Находим по формуле (35)углы расположения заданных сечений в плане спиральной камеры.

        

                

         

. Строим график , где R_i- радиусы наружной стенки расчётных сечений.

Используя зависимость , находим значения R_i через каждые 15⁰ от до . Полученные значения R_i заносим в таблицу 3.2. По данным таблицы 3.2 строим теоретический чертёж бетонной спиральной камеры.

Таблица 3.2

N сеч	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15
φ	0	15	30	45	60	75	90	105	120	135	150	165	180	195	210
R, м	3,28	3,57	3,88	4,18	4,53	4,81	5,11	5,45	5,72	6,06	6,37	6,69	6,98	7,28	7,58

9. Вычисляем по формулам(36) и (37) значения постоянной К и .

  

       

   

 

 

 

4. Статор гидротурбины. Выбор основных размеров

Статор гидротурбины выполняет важные роли в ее конструкции. Он является главным несущим элементом, который передает на фундамент здания нагрузки от массы бетонной шахты турбины, деталей гидроагрегата и осевого направления воды на колесо. Так же статор участвует в формировании потока перед направляющим аппаратом и влияет на его гидродинамические и силовые характеристики.

Конструкция статора вертикальных гидротурбин определяется их размерами и напорами.

Число колонн статора z_к выбирается в зависимости от числа лопаток направляющего аппарата z_0. Для статоров ПЛ гидротурбин с бетонными турбинными камерами число колонн с учётом зуба спирали принимают равным половине количества лопаток направляющего аппарата.

Размеры колонн в плане, их конфигурация и расположение определяются геометрическими характеристиками спиральной камеры, условиями обтекания и условиями прочности. Помимо обеспечения прочности статора, колонны должны оказывать минимальное сопротивление потоку и направлять его по требуемому направлению.

Преимущественным способом формообразованием статоров крупных и средних гидротурбин является изготовление их в виде сварной конструкции из листового проката в комбинации с литыми и сварными(для низконапорных ПЛ гидротурбин) колоннами. Обтекаемые поверхности сварных поясов статора для достижения гладкого обтекания должны плавно сопрягаться с обтекаемой поверхностью металлической спиральной камеры. Образующая этих обтекающих поверхностей задается внешним углом γ у вершины конуса.

В применявшихся ранее конструкциях статоров угол γ принимался постоянным по окружности поясов и равным 55⁰ . Естественно, что при этом плавное сопряжение спирали и статора обеспечивается в одном радиальном сечении. В остальных сечениях имеет место перегиб обтекаемых поверхностей спирали и статора.

Для исключения этого в последнее время применяют конструкции статоров, имеющие переменный по окружности угол γ. Его значения выбирают таким образом, чтобы избежать переломов в месте примыкания звена спирали к статору. Пояса статора выполняют не штампованными, а вальцованными. При этом общая высота статора получается переменной по окружности, и в плане он имеет вид многогранника. Размеры граней такого «гранёного» статора совпадают с размерами примыкающих к нему звеньев спирали. Обеспечиваемая при этом плавность сопряжения статора и спирали приводит к улучшению обтекания и снижению напряжений в месте их соединения.

При проектировании гидротурбины необходимо знать характерные размеры статора(которые мы выбираем из таблицы4.1[15]):

D_a=7750мм

D_b=6600мм

гидротурбина отсасывание труба статор

 

5. Направляющий аппарат

Направляющий аппарат реактивных турбин создает закрученный относительно оси вращения турбины поток на входе в рабочее колесо и регулирует расход воды через турбину с полным перекрытием рабочей части при остановке турбины как при нормальной ее работе, так и в случае разгона.

Наибольшее распространение для вертикальных гидротурбин получил радиальный направляющий аппарат. Оси его направляющих лопаток расположены на цилиндрической поверхности параллельного агрегата, а поток направлен радиально по отношению к оси турбины. Он наиболее прост в изготовлении и сборке, а так же обеспечивает высокий КПД турбины.

Для вертикальных гидротурбин преимущественное распространение получила конструкция направляющего аппарата с центрально расположенным регулирующим кольцом. Она нормализована и предусматривает внутреннее или наружное расположение регулирующего кольца по отношению к лопаткам направляющего аппарата. в соответствии с этим направляющий аппарат называют направляющим аппаратом с внутренним или наружным регулированием. Для  применяют внутренне расположение регулирующего кольца.

Для дальнейших расчетов выбираем величины, приведенные в табл. 5.1[15]

D₁=4,75 м

D_о=5,70 м -диаметр окружности осей поворота лопаток вокруг рабочего колеса

z_o= 20 - лопатки направляющего аппарата

 

5.1 Выбор формы сечения лопатки

Лопатка направляющего аппарата выполняется в виде литой или сварно-литой конструкции, состоящей из профильной части и круглых опорных цапф. Верхняя цапфа имеет 2 опорные шейки (диаметры d_b и d_c), она значительно длиннее нижней цапфы, диаметром d_a.

Форма сечения профильной лопатки и его относительные размеры оказывают влияние на КПД турбины и силовые характеристики направляющего аппарата. Профиль лопатки направляющего аппарата должен проектироваться с учетом конструкции элементов проточной части, находящихся до и после направляющего аппарата, т.е. спиральной турбинной камеры и рабочего колеса.

Исходя из этих соображений в реактивных гидротурбинах в зависимости от их быстроходности, типа и относительных размеров турбинных камер, а так же в зависимости от необходимости получения желаемых силовых и моментных характеристик в настоящее время применяют две группы профилей: симметричные и асимметричные.

Для бетонных турбинных камер с углом охвата до 240⁰ и сравнительно обширных металлических турбинных камер применяют лопатки симметричного профиля. Они обеспечивают высокий КПД турбины и являются более простыми по сравнению с точки зрения производства.

Размеры профиля указаны в таблице 5.2[15], в которой приведены относительные размеры. Для получения абсолютных размеров профиля лопатки натурной гидротурбины необходимо их относительные размеры умножить на D_o.

Таблица 5.1 Размеры профиля лопатки направляющего аппарата.

Наименование	Относительные размеры	Абсолютные размеры
L	0,13989	0,797373
L1	0,06558	0,373806
r	0,00278	0,015846
k	0,00110	0,00627
a	0,00375	0,021375
b	0,00599	0,034143
c	0,00833	0,047481
d	0,01049	0,059793
e	0,01161	0,066177
g	0,01170	0,06669
h	0,01124	0,064068
m	0,00964	0,054948
n	0,00680	0,03876
p	0,00459	0,026163

 

 

.2 Построение кинематической схемы

После выбора размеров и профиля лопатки выполняют построение кинематической схемы направляющего аппарата. Основная цель этого построения - определить ход поршня сервомоторов, осуществляющих поворот регулирующего кольца, необходимый для обеспечения максимального открытия направляющего аппарата a_omax. Величина эта определяется для модели в точке Р по универсальной характеристике. Для натурной турбины:

 мм

Знание хода поршня сервомоторов необходимо в дальнейшем для выбора типа сервомоторов направляющего аппарата и разработки их конструкции.

Построение кинематической схемы позволяет так же увидеть, не задевают ли накладки или серьги при крайних положениях механизма поворота и в случае среза предохранительного пальца.

Размеры механизма поворота лопаток направляющего аппарата

Do, мм	Zo	ϕ, град	Dс, мм	Lн, мм	Lр, мм	Lс, мм	Тип направляющего аппарата
5700	20	36	3900	630	315	610	IB

н - длина накладкис - длина серьгис - диаметр соединения регулирующего кольца с серьгами

Диаметр Dу зависит от типа и расположения сервомоторов направляющего аппарата, выбирается из соотношения D_у/D_с=0.9…1.1=1.1*3900=4290ммD_y - диаметр соединения регулирующего кольца с сервомотором.

Измерив на чертеже соответствующие величины а₀ и S с учётом масштаба построения, получают зависимость а₀(S). Эта зависимость и позволяет определить максимальный ход поршня сервомотора S_max для обеспечения необходимого значения a_0max. S_max=522мм

Таблица 5.2

	а0, мм	S, мм
1	78,7	142,9
2	162	254
3	237,9	352,3
4	307,3	445,3
5	371,6	531,9
6	435,9	627,2

 

6. Рабочие колеса гидротурбин

Преобразование механической энергии потока в механическую энергию вращения вала происходит на рабочем колесе гидротурбины. Взаимодействуя с лопастями рабочего колеса, поток создает крутящий момент. Эффективность этого взаимодействия в значительной мере определяет уровень использования энергии потока и, следовательно, КПД гидротурбины.

На показатели рабочего колеса существенное влияние оказывают не только формы лопастей, но и контуры проточной части, образующие меридиональное сечение в области колеса, особенно в области зоны перехода от направляющего аппарата к нижнему ободу рабочего колеса.

 

.1 Рабочие колеса ПЛ гидротурбин

Рабочие колёса с поворотными лопастями, имеют преимущество перед колёсами с жёстко закреплёнными лопастями. Они находят широкое применение в осевых и диагональных гидротурбинах.

Основными элементами рабочего колеса ПЛ гидротурбины являются: втулка(корпус), лопасти, детали поворота механизма лопастей и обтекатель.

Выбор диаметра втулки и количество лопастей рабочего колеса зависят от коэффициента быстроходности n_s.

В таблице приведены относительные размеры проточной части для ПЛ-20 в зависимости от D₁

Таблица 6.1

Z1	b0	dвт	d1	R0	h2	h3	R1
4	0.40	0.37	0.32	0.34	0.35	0.09	0.36

h₁=0.2085D₁=0.2085*4.75=0,99;d=0.1D₁=0.1*4.75=0,47;

δ=(0,001….0,0005)D₁=0.001*4.75=0,00475

Для создания наилучших условий обтекания лопастей потоком механизм поворота лопастей рабочего колеса должен обеспечить изменение угла и точную установку всех лопастей при работающей гидротурбине в требуемом диапазоне углов поворота лопастей. Устройство привода лопастей должно быть способны преодолеть значительные моменты на лопастях и момент сил трения в подвижных элементах механизма поворота. Механизмы поворота должны размещаться в ограниченном пространстве корпуса рабочего колеса и обладать высокой надёжностью, так как ремонт его возможен только при полной разборке колеса.

Имеется большое число различных конструктивных решений механизма поворота[13]. В практике отечественного гидротурбостроения принимают в основном кривошипно-рычажный механизм.

Применяемые схемы механизмов поворота лопастей с кривошипно-рычажным механизмом разнообразны и отличаются в основном способом соединения поршня сервомотора с рычагами.

 

7. Отсасывающие трубы гидротурбин. Выбор основных размеров

Отсасывающая труба является элементом проточной части гидротурбины, предназначена для отвода воды от рабочего колеса и восстановления кинетической энергии потока. При отсутствии отсасывающей трубы вся кинетическая энергия потока после рабочего колеса теряется, и КПД турбины уменьшается. Особенно значительна роль отсасывающей трубы в рабочем процессе быстроходной осевой гидротурбины, у которой кинетическая энергия потока за рабочим колесом может достигать 50% от полного напора. Отсасывающая труба оказывает существенное влияние на эксплуатационные качества турбины[8, 9, 11], поэтому большое значение имеет правильный выбор ее размеров и формы.

Основным габаритным размером отсасывающей трубы является ее высота, отсчитываемая от плоскости нижнего кольца направляющего аппарата до дна колена. При выборе высоты следует иметь ввиду, что ее увеличение обеспечит высокие эксплуатационные показатели турбины, но при этом возрастут затраты на строительство ГЭС.

Габаритные размеры отсасывающей трубы должны выбираться на основе технико-экономических расчетов с учетом надежности работы гидроагрегата. В тех случаях, когда такие расчеты выполнить затруднительно, можно воспользоваться опытом эксплуатации гидротурбин. Он показывает, что для ПЛ гидротурбин необходимо принимать размер h не менее 2D₁.

Остальные габаритные размеры отсасывающей трубы рекомендуется задавать в следующих пределах:

В=(2,2…2,7)D₁, L=(4,0…4,5)D₁- для ПЛ гидротурбин

Если размер В превышает 10 м , то в диффузоре целесообразно предусмотреть вертикальный бычок толщиной S_б=(0,1-0,2)В

Диаметр D₂ входного диффузора отсасывающей трубы определяется размерами камеру рабочего колеса у ПЛ гидротурбины.

Размер h₁ выходного диффузора отсасывающей трубы при курсовом проектировании рекомендуется выбирать равным 1,17D₁

Выбор типа колена и определения его размеров при курсовом проектировании рекомендуется производить по таблице:

Таблица 7.1

КУ-1ПЛ
h/D1	2	R1/Dk	0,46
Dk/D1	1,25	R2/Dk	1,31
ε/Dk	0,2	R3/Dk	0,87
B/D1	2,2	hk'/Dk	0,48
L/D1	4	h1/Dk	0,98
hk/Dk	0,87	β, град	11
Lk/Dk	1,5	α, град	12
R/Dk	2,14	Sб/B1	0,1
Lc/Dk	0,96	D2/D1	0,98

После определения размеров отсасывающей трубы следует определить значение кинетической энергии на выходе из трубы и при правильно выбранных ее размерах оно должно находить в пределах 4...0,65%.