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

смысл и для оценки предельного кавитационного коэффициента правильнее воспользоваться формулой (IV. 14), полученной для ра­ диально-осевых турбин. Следует обратить внимание на то, что при увеличении угла установки лопастей вследствие изменения режима работы диагональной турбины величина DBblx уменьшается. Поэтому, если при малых расходах, как правило, DBUX > Dr, то при увеличении расхода может быть DBblx <б Dr.

Проточная часть турбины профилируется таким образом, чтобы по выходе с рабочего колеса и до выхода из отсасывающей трубы кинетическая энергия потока монотонно уменьшалась, а давление соответственно возрастало до атмосферного. Одним из основных условий такого движения является монотонное увели­ чение площади поперечного сечения потока. На это особенно надо обращать внимание при профилировании зоны за рабочим колесом диагональной турбины. В этом смысле нельзя при данном втулочном отношении произвольно выбирать горловину отсасы­ вающей трубы. Это может привести к конфузорному течению за рабочим колесом и дополнительному разрежению. Предельный кавитационный коэффициент возрастет и будет определяться сече­ нием горловины отсасывающей трубы. Тогда даже при DBblx > Dr следует пользоваться для оценки предельного кавитационного коэффициента формулой (IV. 14).

Можно представить себе следующую схему развития кавита­ ции в зоне рабочего колеса гидротурбины по мере снижения кави­ тационного коэффициента установки. Сначала кавитационный коэффициент установки стуст достигает значения теоретического

кавитационного коэффициента турбины сДурв = сг х + а 2 + а 3, что соответствует равенству минимального давления на лопасти давлению парообразования. На лопасти появляется кавитация, интенсивность которой постепенно увеличивается. При достаточ­ ных скоростях и соответствующих характеристиках материалов возникает и развивается кавитационная эрозия. Когда в процессе уменьшения ауст достигает значения од + о2, создаются условия для кавитации за рабочим колесом, которая «приводит к разруше­ нию ядра потока и снижению к. п. д. и мощности турбины» [25]. Иногда такое перераспределение скоростей за рабочим колесом оназывается благоприятным и даже несколько увеличивает к. п. д. агрегата. Момент начала влияния кавитации на энергетические параметры соответствует кавитационному коэффициенту тур­

Отсюда следует, что характер обтекания лопастной системы влияет на величину атурб лишь косвенно, поскольку он сказы­ вается на распределении параметров потока за рабочим колесом. Действительно, распределение давления начинает меняться по лопасти при сгуст >> сгтурб. С другой стороны, все попытки свя­

122

зать величину а^урб с тем, что происходит на лопасти, не увенча­ лись успехом. При визуальных наблюдениях в момент начала влияния кавитации на энергетические параметры, как правило, не обнаруживаются какие-либо качественные изменения характера обтекания лопастей. Для некоторых поворотнолопастных и диаго­ нальных турбин определялась расчетная площадь зоны разреже­ ния на лопасти в момент начала влияния на энергетические пара­ метры.

На рис. IV.2 представлена схема лопасти рабочего колеса диагональной турбины D-1043, на которую нанесены расчетные границы зоны действия растягивающих напряжений на одном из режимов ра­ боты при кавитационном коэффициенте установки, равном кавитационному ко­ эффициенту турбины. Граница опреде­ лялась как геометрическое место точек

начал и концов зон разрежения (II 1.3) отдельных профилей решеток, состав­ ляющих лопастную систему. Расчет по­ казывает, что в момент начала влияния кавитации на энергетические параметры (ауст = атурб) площадь зоны действия растягивающих напряжений составляет в данном случае приблизительно 30% от всей площади тыльной поверхности лопасти. Оказалось, что эта величина в зависимости от режима работы для разных рабочих колес меняется в очень широких пределах (от 8 до 30% в рас­ сматривающихся вариантах) и ее не

удается связать с величиной оуст = атурб. Если исходить из того, что обнаруженное визуально начало кавитации на лопасти соответ­

ПЛ646 — = 2,92. Для рабочих колес ПЛ642, ПЛ1063, ПЛЮ75

(без учета узкой зоны кавитации на входной кромке) это отноше­ ние равно соответственно 1,4; 1,65; 1,55. Таким образом, и величина

отношения Птурб/^турб меняется в очень широких пределах

ис ее помощью не удается прогнозировать величину отурб.

Вто же время известно, что условия схода потока с рабочего колеса решающим образом влияют на величину отурб. Можно привести в качестве примера результаты испытаний диагонального рабочего колеса D45-1038 с разными камерами [74]. На рис. IV.3 представлены кривые изменения сттурб в зависимости от приведен­ ного расхода QI одного и того же рабочего колеса при двух раз­ личных камерах. При уменьшении диаметра горловины с й г =

123

колеса — ПЛ20/661 (II.4). Аналогичные кривые были построены и для других номенклатурных рабочих колес. Анализ подобных гра­ фиков показывает, что расчетные и экспериментальные кривые для

Рис. IV.4. Зависимости CTTypg = / (QJ) по испытаниям и Oj = / (Q[) по расчету для рабочего колеса ПЛ20/661

не очень быстроходных рабочих колес идут приблизительно экви­ дистантно. Следовательно, степень неравномерности потока за рабочим колесом и соответственно величина а 2 не очень зависят

124

от приведенного расхода. Однако в поворотнолопастных рабочих колесах особенно большой быстроходности, как видно на рис. IV.5, величина а 2существенно меняется с расходом. Это след­ ствие диффузорного течения, характерного для редких решеток.

Здесь уместно провести аналогичный анализ числа кавитации при исследованиях решеток профилей (рис. III. 1). При

W J

Р~2~

в соответствии с формулой (III.41) на профиле начинается кави­ тация. Дальнейшее уменьшение числа кавитации k приведет

а

к возрастанию расчетных растягивающих напряжении и разви­ тию кавитации. Но возможность уменьшения числа k не безгра­ нична. В какой-то момент давление за решеткой р %достигнет величины ра, поток за решеткой начнет кавитировать. Обра­ зуется пульсирующий, периодически отрывающийся поток. Даль­ нейшее снижение числа кавитации становится невозможным. Из уравнения Бернулли для точек 1 на входной кромке и 2 на

125

и п р е д е л ь н о е з н а ч е н и е ч и с л а к а в и т а ц и и

стей. При исследовании изолированного профиля скорости до и

витации, в котором существует и может быть исследована кави­ тация

Воспользуемся формулой (111.37) и с помощью формулы (IV.20) свяжем предельное число кавитации с кавитационным коэффи­

При выводе были учтены зависимость (III.39) и формула (IV.5) при предположении tiotc = 1. Распределение давления по ло­ пасти, не влияя на величину сгтурб, предопределяет значение

коэффициента а3 и, следовательно, коэффициента стхурб. Интен­ сивность и локализация эрозионного воздействия кавитации зави­ сят главным образом от эпюры распределения давления по ло­ пасти. До последнего времени считалось, что лучшей является выравненная эпюра разрежения на тыльной стороне лопасти. При этом якобы имеет место наименьшее значение сгтурб. В дей­ ствительности, как было показано выше, распределение давления на величину сгхурб практически не влияет. В то же время при рав­ номерной эпюре разрежения генерируется наиболее эрозионно­ опасная пузырьковая форма кавитации и кавитационная эрозия распространяется на большую часть тыльной поверхности ло­ пасти.

Считалось, что пик разрежения или вообще не оказывает влияния на кавитацию, или увеличивает ее эрозионную способ­ ность. В действительности оказалось, что при некоторых пара­ метрах пик позволяет переводить эрозионноопасную пузырьковую

126