Файл: Пылаев, Н. И. Кавитация в гидротурбинах.pdf

хосодержания на эрозию неодинаково. Для количественных оце­ нок пока недостаточно экспериментальных данных.

Л. С. Шмугляков в свое время провел кавитационные испыта­ ния энергетическим методом одной из быстроходных поворотно­ лопастных турбин при разных общих воздухосодержаниях [76]. По его данным, кавитационный коэффициент турбины сттурб воз­ рос примерно на 25% при увеличении общего воздухосодержа-

ния а от 0,25 до 1,50%.

Л. С. Шмугляков, используя формулу Л. А. Эпштейна и опыт­ ные данные Ф. Нумачи, предложил даже формулу для определе­ ния поправки на кавитационный коэффициент турбины в зависи­

Здесь напор Н в м.

Следует отметить, однако, что Л. А. Эпштейн и Ф. Нумачи исследовали влияние воздухосодержания на момент возникнове­ ния кавитации, а Л. С. Шмугляков применил их данные для раз­ витой стадии кавитации, соответствующей моменту изменения энер­ гетических параметров. По влиянию воздухосодержания на развитые стадии кавитации известны и другие результаты исследо­ ваний. По опытам, проводившимся на ЛМЗ, влияние тоже обна­ ружено, но значительно меньше. В опытах, описанных в работе [2], замечено влияние воздухосодержания на длину каверны развитой пленочной кавитации. В то же время при испытаниях на кавита­ ционном стенде не обнаружено влияния воздухосодержания на величину кавитационного коэффициента турбины.

8. Наиболее надежным показателем масштабного эффекта яв­ ляется сравнение результатов модельных испытаний с данными эксплуатации и натурных испытаний. Но таких данных пока очень мало. Кроме того, сложность проведения натурных испытаний и весьма низкая их точность и надежность не позволяют на их основе делать уверенные заключения. При выборе высоты отсасывания натурной турбины, по данным модельных испытаний, как уже отмечалось, обязательно берутся запасы. Поэтому турбины рабо­

тают, как правило, при кавитационных коэффициентах установки

Пуст. Н ^ О'турб. м (III.82)

и по тому факту, что в натурных условиях обычно не замечается существенного снижения мощности из-за кавитации, нельзя де­ лать вывод о том, что Птурб. Н ф-урб. м- (III.83)

Тем более, что два случая резкого снижения мощности по сравне­ нию с расчетной из-за кавитации все-таки были зафиксированы на отечественных гидростанциях: на диагональных турбинах Бухтарминской ГЭС и на поворотнолопастных турбинах Иркут­ ской ГЭС.

117

17. РАСЧЕТНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ

Основное влияние на характер и параметры гидродинамической кавитации оказывает распределение давления по обтекаемой поверхности и за ней. Причем кавитация при достаточной степени развития сама существенно влияет на распределение давления, что очень ограничивает возможности теоретического, расчетного иссле­ дования кавитационных течений. В практике гидротурбостроения теоретические исследования пока сводятся к анализу влияния на кавитацию расчетного распределения давления бескавитационного потока идеальной жидкости.

Современные методы расчета позволяют прогнозировать рас­ пределение давления в проточной части и, в частности, по лопасти рабочего колеса турбины в зависимости от режима работы. Зная распределение давления по лопасти, можно заранее расчетным путем определить теоретическое значение кавитационного коэф­ фициента турбины ст*урб по формуле (11.14). Таким образом от­

крываются возможности расчетного исследования влияния раз­ личных конструктивных параметров турбины на ее кавитацион­ ные качества, характеризуемые теоретическим кавитационным коэффициентом турбины а*урб. В (II.7) было получено выражение

для кавитационного коэффициента турбины (П.6)

Потери на участке лопасти от точки минимального давления до выходной кромки £к-2 малы и ими можно пренебречь. Потери в отсасывающей трубе £2-3 можно выразить через коэффициент восстановления энергии в отсасывающей трубе т]0ТС

(IV.1)

Квадрат абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса осевой турбины можно представить как сумму квадратов ее осевой,

118

В более общем случае, включающем радиально-осевые и диаго­ нальные турбины, вместо осевой надо брать меридиональную составляющую скорости ст и вместо радиальной — поперечную составляющую, перпендикулярную к ст и расположенную в мери­ диональной плоскости сь

Таким образом, кавитационный коэффициент турбины можно представить как сумму нескольких частных кавитационных коэф­ фициентов. Сумма

представляет собой отнесенное к напору динамическое разреже­ ние под рабочим колесом, а третий коэффициент

2gH

выражает отнесенное к напору дополнительное разрежение на лопасти. Кавитационный коэффициент

соответствует части разрежения под рабочим колесом, создаваемой расходной составляющей выходной скорости. Очевидно, что всегда а х > 0 и возрастает с увеличением расхода. Величины коэффи­ циентов о 2 и а 3 зависят от профиля лопастей рабочего колеса и изменяются с изменением режима работы турбины. Коэффициент

может быть равен нулю, когда с рабочего колеса сходит совершенно равномерный поток — без закрутки и поперечных скоростей. Однако в действительности это никогда не имеет места. Поток за рабочим колесом неизбежно имеет ту или иную, но всегда ярко выраженную неравномерность. Поэтому, если в каких-то

П9

сечениях потока иногда бывает, что си2 = 0 и с(2 = 0, то в других сечениях эти скорости обязательно больше нуля и а 2 > 0.

Опыт проектирования лопастных систем показывает, что соз­ дать чисто конфузорный поток на поверхности лопасти так, чтобы точка k с минимальным давлением совпала с точкой 2 на выходной кромке, для реальных турбин не удается. Поэтому всегда

и с,2 = 0 во всем потоке за рабочим колесом и точка минимального давления смещена к выходной кромке, то тогда

чески предельное значение кавитационного коэффициента турбины. Это предельное значение всегда можно оценить по формуле (IV.7), зная среднее значение скорости ст2 и полагая в первом приближе­

где F —■площадь поперечного сечения проточной части в зоне выхода с рабочего колеса. В осевой поворотнолопастной турбине площадь F практически равна площади проходного сечения в зоне оси поворота лопастей рабочего колеса (рис. 11.2, а)

в поворотнолопастной турбине предопределяется втулочным отно­ шением.

120

В радиально-осевых турбинах выходная кромка обычно имеет более криволинейную форму и за характерное поперечное сечение удобно принять сечение горловины отсасывающей трубы (рис. II.2, в). Если диаметр горловины отсасывающей трубы Dr, то аналогично (IV. 13) получим

0.0825Q;

(IV. 14)

DZ

В диагональных турбинах (рис. II.2, б) за площадь F следует принимать площадь конической поверхности, перпендикулярной ст2 в зоне выходной кромки, огра­ ниченной поверхностями камеры и

втулки рабочего колеса (рис. IV. 1)

Последней формулой можно пользоваться до тех пор, пока DBblx > > Dr (рис. IV.1). Если DBbsx л Dr, то формула (IV.16) теряет

121