Файл: Стеклов, М. Л. Горизонтальные гидравлические турбины. Конструкция и расчет.pdf

Поэтому профиль колонн должен иметь обтекаемую форму и не оказывать существенного сопротивления потоку. Форма и раз­ меры сечения колонн статора определяются при энергетических испытаниях модели турбины с учетом конструктивных требований.

Колонны статора устанавливаются радиально либо с неболь­ шим наклоном. Количество колонн принимается от 6 до 8 в зави­ симости от размеров турбины и ее прочностной характеристики. Некоторые колонны могут выполняться с утолщенным профилем для проведения коммуникаций и возможности прохода внутрь капсулы.

В капсульных турбинах вертикальные колонны часто исполь­ зуются для сообщения машинного зала и шахты турбины с кап­ сулой. В таких колоннах отношение толщины к длине профиля колон составляет 0,45—0,50. Другие колонны выполняются с от­ ношением толщины и к длине профиля 0,15—0,2.

По данным лабораторных исследований, расположение колонн вертикально или наклонно вдоль оси турбины и утолщение однойдвух колонн существенного влияния на энергетические показатели турбины не оказывают.

Передний статор полупрямоточной турбины (см. рис. 11.2) отличается от статоров турбин всех других типов. Кроме функции основной несущей конструкции, он также осуществляет плавный переход от полукруглых сечений подводящих каналов в круглое сечение турбинной камеры. Этот статор колонн не имеет. В месте примыкания к бычку в статоре выполняется один зуб, являющийся продолжением бетонного бычка и обеспечивающий плавность перехода от каналов к турбинной камере.

Направляющий аппарат. В горизонтальных турбинах приме­ няются радиальные либо конические направляющие аппараты. По сравнению с применяемыми в вертикальных турбинах цилин­ дрическими в осевых и конических направляющих аппаратах существенно меняются условия обтекания лопаток. Меняются поэтому и способы их проектирования. Лопатки с постоянным профилем по длине не обеспечивают достаточно хороших гидра­ влических качеств и приводят к значительным потерям энергии.

Как показали теоретические и экспериментальные исследова­ ния наилучшие условия обтекания обеспечиваются при лопатках асимметричного переменного профиля по длине. Такие лопатки достаточно технологичны и имеют хорошие гидравлические каче­ ства.

Однако при,закрытом коническом или радиальном направляю­ щем аппарате плоские лопатки перекрывают поток не полностью, и запорным органом турбины такой направляющий аппарат служить не может.

Для обеспечения перекрытия потока лопатки выполняются закрученными, т. е. не только с переменным профилем по длине, но и с переменным углом их расположения в пространстве. Такие лопатки изготавливать значительно сложнее, чем лопатки

41

цилиндрических или радиальных направляющих аппаратов, однако их применение обеспечивает формирование потока перед рабочим колесом, мало отличающегося от потенциального.

Угол наклона осей лопаток у конических направляющих аппа­ ратов к оси турбины принимается от 60 до 65°. Количество лопаток радиальных и конических направляющих аппаратов принимается от 12 до 24. Число лопаток устанавливается при проектировании конкретной турбины и в зависимости от ее размеров с учетом усло­ вий прочности и технологичности изготовления.

В радиальных и конических направляющих аппаратах торцо­ вые поверхности лопаток и сопряженные с ними наружное и внутреннее кольца выполняются по сфере. Высота направляющего аппарата горизонтальных турбин, как и вертикальных, опре­ деляется расстоянием между торцами лопаток. Для радиального направляющего аппарата она принимается равной Ь0 ---- (0,35ч- ч-0,4) D 1( для конического, позволяющего обеспечить более бла­ гоприятное его очертание в месте перехода к камере турбины, высота может быть принята больше, чем у радиального аппарата (Ь0 = 0,45.0]) в зависимости от быстроходности турбины. Вели­ чина открытия направляющего аппарата в горизонтальных тур­ бинах определяется углом разворота лопаток а 0.

Большим преимуществом радиальных и конических направ­ ляющих аппаратов по сравнению с цилиндрическими является более равномерное обтекание всех лопаток и лучшая форма сило­ вых характеристик. Последнее позволяет выполнять такие ло­ патки с нулевым или положительным эксцентриситетом при отно­ сительно меньших гидравлических моментах.

По сравнению с цилиндрическими направляющими аппаратами радиальные и конические более компактны, менее металлоемки и имеют лучшие гидравлические качества. Однако технологически они значительно сложней.

Конический направляющий аппарат гидравлически лучше радиального. Пропускная способность и к. п. д. турбины с таким направляющим аппаратом значительно выше при всех режимах ее работы. Более высокие энергетические показатели кониче­ ского направляющего аппарата объясняются тем, что в зоне рас­ положения лопаток его проходное сечение значительно больше, чем у радиального.

В радиальных направляющих аппаратах средняя скорость потока на 15% больше, чем в конических, что приводит к увели­ чению потерь. Поэтому высота радиального направляющего аппа­ рата ограничивается необходимостью располагать достаточно близко рабочее колесо (на малой консоли); а при уменьшении консоли и сохранении высоты направляющего аппарата ухуд­ шается очертание проточного тракта в месте сопряжения аппарата и камеры турбины; это, в свою очередь, приводит к увеличению неравномерности потока и ухудшению энергетических и кавита­ ционных характеристик.

42

8. КАМЕРА ТУРБИНЫ, РАБОЧЕЕ КОЛЕСО

Камера турбины. В камере турбины заканчивается формиро­ вание потока перед входом в рабочее колесо и осуществляется орга­ низованный отвод потока, сходящего с лопастей рабочего колеса через отсасывающую трубу в нижний бьеф. Поэтому очертания меридианного сечения проточного тракта камеры оказывают серьез­ ное влияние на гидравлические характеристики турбины. Стрем­ ление к упрощению формы камеры, как показали исследования, приводят к значительным потерям.

В зоне расположения лопастей рабочего колеса камера выпол­ няется сферической, сопрягающейся с конической поверхностью входного участка отсасывающей трубы за колесом и торовой или цилиндрической поверхностью перед рабочим колесом.

Как показали исследования, цилиндрический участок перед камерой улучшает гидравлические свойства турбины, в связи с чем он нашел применение в проточном тракте выпускаемых горизонтальных турбин. Длина цилиндрического участка при­ нимается равной (0,07-к0,08) D г.Оптимальная форма проточного тракта определяется экспериментально.

Сопряжения всех поверхностей камеры (сферической с кони­ ческой, сферической с торовой или цилиндрической) должны быть плавными. В местах разъемов сопряжения должны выполняться без заметных уступов.

Для уменьшения величины объемных и концевых потерь зазор между камерой и лопастями рабочего колеса должен быть по воз­ можности минимальным. Величины зазора между лопастями и камерой принимаются с учетом возможной неточности центровки ротора турбины, эллипсности камеры и прогиба вала. В отече­ ственной практике зазор между камерой турбины и лопастями рабочего колеса как у вертикальных, так и у горизонтальных по­ воротно-лопастных турбин принимается равным 0,00ШХ. Известны случаи уменьшения этого зазора до 0,0005 D x на некоторых тур­ бинах зарубежного производства.

Рабочее колесо. Для создания экономичных горизонтальных гидротурбин рабочие колеса должны обладать повышенной быстро­ ходностью при достаточно хороших кавитационных свойствах. Это может быть достигнуто путем соответствующего согласования лопастных систем направляющего аппарата и рабочего колеса: при этом следует стремиться к созданию рабочих колес, форми­ рующих поток наиболее благоприятный для преобразования скоростной энергии в отсасывающей трубе в потенциальную. Над созданием рабочих колес для горизонтальных турбин рабо­ тали лаборатории ЛМЗ, ЦКТИ, ВИГМ.

Улучшение комплекса показателей в рабочих колесах гори­ зонтальных турбин проводится изменением густоты решетки лопастей, изменением вогнутости, закрутки и вылета лопастей. Наиболее эффективным для улучшения всего комплекса энерге-

43

тических показателей оказалось увеличение вылета лопастей за счет уменьшения втулочного отношения рабочего колеса.

Исследования показали, что при втулочном отношении 0,351)! обеспечивается повышение всего комплекса энергетических пока­ зателей, т. е. пропускной способности, и приведенной скорости вращения при лучших условиях по кавитации.

В настоящее время для напоров 7— 15 м, наиболее характер­ ных для горизонтальных турбин, создан ряд рабочих колес. Все они выполняются с четырьмя лопастями, за исключением рабочих колес для прямоточных турбин, где для лучшей устойчивости обода принимается шесть лопастей.

Для полупрямоточных (шахтных) и капсульных турбин в оте­ чественном гидротурбостроении применяются два типа рабочих колес: созданное в лаборатории ЛМЗ рабочее колесо типа ПЛ548 и в лаборатории ВИГМа —■типа ПЛ984. Эти рабочие колеса в проточном тракте горизонтальных турбин обладают более высо­ кой пропускной способностью, поскольку обеспечивают более благоприятное согласование их лопастной системы с потоком, формируемым направляющим аппаратом. Максимальный приве­ денный расход этих колес достигает 3500—3800 л/с, в то время как для вертикальных турбин с изогнутыми отсасывающими трубами эта величина составляет лишь 2500 л/с.

Улучшение всего комплекса показателей колес достигнуто главным образом за счет уменьшения диаметра втулки при сфери­ ческом ее исполнении. Кавитационные показатели при этом также улучшились в достаточно широкой зоне универсальной характе­ ристики.

9.ОТСАСЫВАЮЩАЯ ТРУБА

Вгидротурбинах отсасывающие трубы имеют следующее назначение: отводить воду от рабочего колеса турбины в нижний бьеф с наименьшими потерями и использовать значительную часть кинетической энергии потока, выходящего из рабочего колеса.

Использование кинетической энергии достигается за счет со­ здания дополнительного разрежения за рабочим колесом, благо­ даря чему выходные скорости течения воды, а следовательно, выходные потери снижаются. Степень разрежения пропорцио­ нальна удельной кинетической энергии v2l2g, оставшейся в потоке при выходе из рабочего колеса. Величина этой энергии зависит от типа турбины, ее быстроходности и пропускной способности.

Отсасывающая труба выполняется в виде диффузора с по­ стоянно увеличивающимися площадями поперечных сечений от входа воды до выхода.

При малых напорах и больших значениях приведенных рас­ ходов, что имеет место у быстроходных турбин, энергетические их показатели в значительной мере определяются свойствами отсасывающей трубы. Поэтому в горизонтальных турбинах, где

44

Приведенные расходы велики, размеры и форма отсасывающей трубы имеют особое значение. Средняя кинетическая энергия потока за рабочим колесом при таких расходах составляет 30—• 60% от всей располагаемой энергии, и использование ее зависит, как уже указывалось, от качества отсасывающей трубы.

Наиболее совершенными с точки зрения преобразования кине­ тической энергии осевого и малозакрученного потока в потенциаль­ ную являются конические прямоосные отсасывающие трубы с углом конусности в пределах 7— 10°. Скорость потока на выходе из отсасывающей трубы должна быть минимально возможной, в связи с чем площадь выходного сечения принимается достаточно большой, что может быть достигнуто за счет увеличения длины отсасывающей трубы. В горизонтальных турбинах она, как пра­ вило, принимается равной (4ч-5) D x (Dx— диаметр рабочего ко­ леса).

Оптимальные углы конусности, размеры выходного сечения, его форма и длина отсасывающей трубы определяются экспери­ ментально.

Общие потери в отсасывающей трубе складываются из гидра­ влических потерь внутри трубы и потерь кинетической энергии с выходящим из трубы потоком.

Внутренние гидравлические потери состоят из потерь на трение внутри жидкости и о стенки трубы, а также из потерь, связанных с расширением потока в диффузоре, удельный вес которых зна­ чительно больше, чем потерь на трение.

Кинетическая энергия потока на выходе из отсасывающей трубы зависит от величины и характера распределения скоростей по выходному сечению, определяемых коэффициентом Кориолиса. Вся эта энергия для турбины является практически потерянной; создаваемое отсасывающей трубой разрежение за рабочим колесом представляет собой ту часть энергии потока, сходящего с колеса, которую отсасывающая труба «восстанавливает», возвращая ее турбине в виде увеличения перепада давлений (напора) на рабочем колесе. Величина восстанавливаемой отсасывающей трубой энер­ гии равняется разности кинетических энергий за рабочим колесом и на выходе из отсасывающей трубы за вычетом гидравлических потерь в трубе. В отсасывающих трубах вводится понятие коэффи­ циента восстановления или к. п. д., характеризующих качество трубы. Коэффициентом восстановления отсасывающей трубы на­ зывается отношение динамического разрежения, создаваемого трубой к скоростному напору за рабочим колесом.

Средние значения коэффициента восстановления: прямоосные отсасывающие трубы — 0,75—0,85; изогнутые отсасывающие трубы — 0,58—0,75.

Оценка потерь и определение к. п. д. трубы производится в ла­ бораторных условиях замером скоростей и давлений в различных сечениях трубы. При отработке проточного тракта модельные турбины испытываются разными отсасывающими трубами.

45