Определение основных параметров гидротурбины

Выбор системы турбины и типа рабочего колеса.

Выбор системы гидротурбины и типа рабочего колеса обуслов­лен: максимальным напором на ГЭС; допустимой высотой отсасывания; условиями эксплуатации, зависящими от графика нагрузки и характеризующими диапазоны колебания мощности и напора; компоновкой гидротехнических сооружений ГЭС и здания; содер­жанием и составом наносов в воде и др.

Так, например, в диапазоне напоров Н = 30 ÷ 80 м возможно применение радиально-осевых, диагональных и осевых поворотно-лопастных гидротурбин. Если на ГЭС имеют место значительные колебания напора и нагрузки, установка поворотно-лопастных гидро­турбин, как правило, оказывается более экономичной. При этом необходимо, чтобы стоимость дополнительной выработки электро­энергии за счет увеличения среднеэксплуатационного КПД поворот­но-лопастных турбин была больше дополнительной стоимости тур­бинного оборудования и строительных работ по сооружению здания станции

1. Пользуясь универсальной характеристикой модели рабочего колеса, принятого на заданный напор, вычисляют его диаметр из выражения для мощности турбины:

, (м)

где Q′I — приведенный расход в м3/с и ηМ — КПД модельной турбины, принимаются в расчетной точке универсаль­ной характеристики; НР — расчетный напор, (м); N - мощность турбины (кВт).

Следует отметить, что:

· для радиально-осевой гидротурбины величину приведенного расхода обычно выбирают на линии ограничения мощности универ­сальной характеристики. Расчетная точка находится на горизонтальной линии, проходящей на 3 ÷ 5 об/мин выше оптимума универ­сальной характеристики.

· Для поворотно-лопастной гидротурбины значение приведенных оборотов принимают больше оптимальной величины на 10 — 15 об/мин, поскольку приведенные величины на­турной гидротурбины больше, чем модельной, так как относитель­ные потери энергии на изогональных режимах работы у натурной турбины меньше. Величину приведенного расхода по универсальной характеристике выбирают в диапазоне Q'I MAX ÷ Q'I MIN (табл. 5.1) исходя из условия получения приемлемой высоты отсасывания.

По принятому значению приведенного расхода вычисляют диаметр турбины и округляют его для ПЛ турбин до ближай­шего большего нормализованного по таблице 5.2.

Если полученная вели­чина достаточно близка к меньшему нормализованному диаметру, то для РО турбин, можно принять это значение. В этом случае расчетная мощность гидротурбины будет обеспечена при несколько большем значении приведенного расхода. Для радиально-осевой турбины это приве­дет к некоторому уменьшению запаса мощности; для поворотно-ло­пастной гидротурбины небольшое увеличение приведенного рас­хода вполне допустимо, если принимаемый расход не превышает значения Q'I MAX, л/с (см. табл. 5.1). Надо также иметь в виду, что пропускная способность натурной гидротурбины больше по срав­нению с геометрически подобной моделью, что обеспечивает увели­чение запаса мощности.

2. КПД натурной гидротурбины ηТ вычисляют при помощи сле­дующих формул пересчета (см. Л № 7, п. 7.5):

при напорах Н < 150 м:

или

при напорах Н > 150 м

В нашем случае для расчетов будем использовать формулу пересчета второй группы и в общем виде может быть представлена как:

,

где ε = 0,25; γ = 5 и

Ниже приводится порядок пересчета КПД жестколопастных и поворотно-лопастных гидротурбин.

Радиально-осевые и пропеллерные осевые гидротурбины.

Зная максимальный КПД модели ηМ МАХ, определяют максимальный КПД натурной турбины ηТ МАХ. Обычно разность

Δ η = ηТ МАХ - ηМ МАХ

принимают одинаковой для всех режимов, в том числе и для расчетного режима. Тогда КПД натурной турбины ηТ = ηМ + Δ η

Вычисленное значение ηТ подставляют в формулу

и уточняют величину приведенного расхода, при котором турбина развивает расчетную мощность.

Поворотно-лопастные гидротурбины.

На линии угла ф = const, проходящей через расчетную точку, находят максимальное значение КПД модели ηМ МАХ, по которому определяют КПД турбины ηТ МАХ для принятого диаметра и вычисляют поправку на КПД

Δ η = ηТ МАХ - ηМ МАХ

Найденную поправку Δ η принимают постоянной только для данного угла установки лопастей и вычисляют КПД натурной турбины в расчетной точке ηТ = ηМ + Δ η.

Для определе­нии КПД турбины на различных режимах работы аналогично находят значения ηМ МАХ и поправки Δ η для каждого угла установки лопастей рабочего колеса.

Таблица 5.3. Определение поправки КПД на различных углах установки лопастей рабочего колеса поворотно-лопастной гидротурбины

3. Приняв величину приведенных оборотов в расчетной точке универсальной характеристики, вычисляют частоту вращения турбины

Если величина средневзвешенного напора НСР. ВЗВ не задана, то под­ставляют расчетный напор НР. Приведенное число оборотов натур­ной турбины в расчетной точке равно:

n′I T = n′I M + Δ n′I

Поправку Δ n′I определяют для оптимального режима и принимают постоянной для всех точек универсальной характеристики:

 

 

Если поправка Δ n′I меньше 3% от величины n′I ОПТ, ею прене­брегают. Найденное значение n об/мин, округляют до ближайшего большего синхронного (табл. 5.4). Синхронная частота вращения гидроагрегата, обеспечивающая требуемую частоту тока f = p∙n / 60 = 50 герц при соответствующем числе пар полюсов р генератора, равна n = 3000/p, об/мин.

Таблица 5.4. Синхронная частота вращения гидроагрегатов (f = 50 гц).

 

Прим. В скобках указано число полюсов, нежелательное по технологии.

Для оценки правильности выбора величин диаметра и частоты вращения гидротурбины на поле универсальной характеристики модели наносят точки, определяемые значениями приведенных величин:

и

 

и Q′I соответствующих максимальной и минимальной мощностям тур­бины N при максимальном HMAX и ми­нимальном HMIN напорах (рис. 5.2). Если центральная зона уни­версальной характеристики будет охвачена достаточно полно, то выбор диаметра и частоты вращения сделан правильно. В противном случае необхо­димо задаться другим диа­метром или принять другую частоту вращения. Оконча­тельное суждение о правиль­ности выбора параметров гид­ротурбины можно сделать лишь после построения эксплуатационной характеристики и под­счета ее среднеэксплуатационного КПД. Вариант гидротурбинного оборудования, обеспечивающий максимальную величину среднеэкс­плуатационного КПД, считается оптимальным.

 

 

Рисунок 5.2. Выбор диаметра и частоты вращения гидротурбины на заданные условия

4. Для принятой расчетной точки на универсальной характеристике модели находят значение σМ, при помощи которого вычисляют высоту отсасывания турбины на данном режиме

Поправка Δσ =σТ - σМ учитывает рост кавитационного коэффициента турбины при увеличении ее диаметра, а также некоторое отличие проточной части натурной турбины от модели.

Наибольшее значение высоты отсасывания получают, как правило, при расчетном напоре, когда расход и скорости потока в про­точной части наибольшие.

5.Разгонная частота вращения агрегата зависит от гидравли­ческих характеристик рабочего колеса и максимального напора
турбины. Приведенные разгонные обороты модели n′I Р определяют
при помощи специальных испытаний, по которым вычисляют раз­гонную частоту вращения натурной турбины:

6. Осевое усилие, воспринимаемое подпятником гидроагрегата, определяется по формуле

 

где КОС — коэффициент гидравлического осевого усилия; GРК — вес рабочего колеса; GВА — вес вала агрегата; GРГ. — вес ротора гидроагрегата; 1,1 —коэффициент, учитывающий вес прочих вра­щающихся частей турбины и генератора.

Значения разгонной скорости и коэффициентов осевого усилия номенклатурных рабочих колес определены экспериментально и при­ведены в табл. 5.1. В процессе проектирования значения nР и РОС ис­пользуют как для расчетов на прочность самой гидротурбины, так и для проектирования гидрогенератора и подпятника.