Содержание материала

ГЛАВА ПЕРВАЯ
ОСНОВЫ ТЕОРИИ ГИДРОТУРБИН

1. МОЩНОСТЬ ВОДОТОКА И ГИДРОТУРБИНЫ

Мощность водотока зависит от расхода потока (количества протекающей воды в единицу времени) и напора, созданного на гидроэлектростанции, и равна:

(1-1)
где γ— удельный вес воды, 1000 кг/м3·,
Q — расход воды, м3/сек·,
Ну — напор установки, м.
Мощность гидротурбины будет меньше мощности водотока, так как часть энергии его неизбежно теряется по пути движения потока и в процессе преобразования энергии воды в механическую энергию рабочих органов турбины.
Напор, который используется в турбине, называется рабочим напором. Он всегда меньше напора установки на величину потерь энергии по пути движения воды от верхнего бьефа до турбины и в отводящем канале за турбиной, т. е.
0-2)
где H — рабочий напор, м;
hтр — потери напора в подводящих сооружениях, м;
hк—потери напора в отводящих сооружениях (каналах), м. Рабочий напор определяется разностью удельных энергий потока во входном сечении турбины и на выходе в нижнем бьефе (рис. 1-4):
(1-3)
где υ1 и υ2 — средние скорости течения потока в рассматриваемых сечениях, м/сек,
Р1 и р2 — средние давления, кГ/см2;
z1 и z2 — геометрическая высота сечения над плоскостью сравнения, м;
α1 и α2 — коэффициенты Кориолиса, учитывающие неравномерность распределения скоростей в сечениях; g — ускорение силы тяжести, м/сек2.
Таким образом, рабочий напор есть то количество удельной энергии, которое физически возможно использовать в турбине.
Мощность гидротурбины, замеренная на ее валу, равна:

(1-4)

где ητ — коэффициент полезного действия (к. п. д.), учитывающий потери мощности в турбине.
Мощность гидроагрегата, замеренная на шинах генератора, равна:
(1-5)
где ηг — к. п. д., учитывающий механические и электрические потери мощности в генераторе.

Рис. 1-4. Схема определения рабочего напора гидротурбинной установки.
В современных крупных гидротурбинах величина к. п. д. достигает 90—94%, а к. п. д. генератора колеблется в пределах 95—98%. Таким образом, максимальный к. п. д. крупного гидроагрегата может достигать 86—92%.

2. КЛАССИФИКАЦИЯ ГИДРОТУРБИН

Гидравлическая турбина является двигателем, в котором кинетическая и потенциальная энергия потока превращается в механическую энергию турбины. Механическая энергия турбины затем преобразуется с помощью генератора в электрическую энергию, которая через линии электропередачи подается к потребителю.
Современные гидротурбины обладают высокой степенью использования энергии потока, относительно большими скоростями вращения, возможностью сосредоточения значительной мощности в одном агрегате.
Энергия единицы веса жидкости, выражаемая уравнением закона сохранения энергии гидромеханики Д. Бернулли,
(1-6)
состоит из кинетической энергии υ2/2g и двух видов потенциальной: энергии давления p/γ и энергии положения z.
В зависимости от того, какие виды энергии преобразуются на рабочем колесе турбины, последние делятся на два класса: активные и реактивные турбины.
В активных (свободноструйных) гидротурбинах рабочее колесо вращается под воздействием свободной струи, обладающей кинетической энергией и имеющей одинаковые давления при входе на рабочее колесо и на выходе из него.

По конструктивным особенностям активные турбины делятся на ковшовые, наклонноструйные и двукратные. Практическое значение из них имеют только ковшовые турбины (рис. 1-5,а), применяемые в крупных гидроагрегатах для напоров от 300 до 1 700 м и в малых — при напорах 40—250 м.
Рабочие колеса турбин
Рис. 1-5. Рабочие колеса турбин различных типов.
а — ковшовой; б —осевой (поворотнолопастной); в — радиально-осевой.
В реактивных (напорноструйных) гидротурбинах рабочее колесо вращается в сплошном потоке, обладающем как кинетической, так и потенциальной энергией и имеющем при входе на рабочее колесо большее давление, чем на выходе из него.
Турбины этого класса являются наиболее распространенными и применяются для напоров от 1,5 до 500 м.
По конструктивным особенностям реактивные турбины разделяются на осевые (рис. 1-5,б) и радиально-осевые (рис. 1-5,в)
В осевых турбинах движение потока в зоне рабочего колеса в основном параллельно оси турбины, а в радиально-осевых поток постепенно меняет направление с радиального на осевое. Осевые турбины применяются двух конструктивных типов: пропеллерные— с неподвижно закрепленными лопастями рабочего колеса и поворотнолопастные, лопасти которых могут поворачиваться и а некоторый
угол вокруг своей оси. Наиболее распространены поворотнолопастные и радиально-осевые турбины.
Гидротурбина состоит из следующих основных элементов: подводящей камеры, направляющего аппарата, рабочего колеса, камеры рабочего колеса, отсасывающей трубы, вала, подшипников (см. рис. 1-1, 1-2).
В реактивных турбинах подводящая камера обычно имеет форму спирали, что обеспечивает наиболее равномерный по всей окружности подвод воды к направляющему аппарату. В активных турбинах вода подводится струей, и поэтому подводящая камера ковшовой турбины представляет собой трубопровод, а в случае нескольких струй — коллектор.
Направляющий аппарат турбины предназначен для обеспечения необходимого направления потока на входе в рабочее колесо и регулирования расхода турбины. В реактивных турбинах направляющий аппарат состоит из системы направляющих лопаток, поворачивающихся вокруг своих осей. Направляющий аппарат ковшовой турбины—сопло— представляет собой сужающийся насадок с перемещающейся внутри него в осевом направлении грушевидной иглой. При перемещении иглы изменяется проходное сечение сопла и таким путем регулируется расход воды.
Рабочее колесо является основным рабочим органом турбины, в котором энергия потока преобразуется в механическую энергию турбины. В поворотнолопастных турбинах при изменениях режимов работы поворот лопастей обеспечивает безударное обтекание их потоком, что дает возможность сохранять при этом максимально возможный к. п. д. турбины. У рабочего колеса радиально-осевой турбины лопасти неподвижны. Лопасти рабочего колеса ковшовой турбины (ковши) также закреплены неподвижно на наружном ободе рабочего колеса.
Отсасывающая труба является диффузором, обеспечивающим снижение скоростей на выходе из турбины и возможность использования энергии воды, выходящей из рабочего колеса. В большинстве случаев отсасывающую трубу из условий компоновки выполняют изогнутой. В ковшовых турбинах на выходе из рабочего колеса давление равно атмосферному, отсасывающая труба у этих турбин отсутствует.

7. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ГИДРОТУРБИНЫ

Величина потерь энергии в турбине зависит как от диаметра рабочего колеса, так и от напора, причем с увеличением диаметра рабочего колеса составляющие потерь энергии в турбине (гидравлические, объемные и механические) относительно уменьшаются, а следовательно, к. п. д. натурной турбины в сравнении с к. п. д. модельной турбины должен увеличиваться.
Теоретическое определение к. п. д. турбины затруднительно из-за недостаточной изученности законов изменения потерь в турбине. Поэтому практически к. п. д. натурной турбины определяется пересчетом с экспериментально полученного к. п. д. модельной турбины по эмпирическим формулам.
Наиболее распространенными из них являются:
а) для турбин, работающих при Н<150 м,
(1-17)
где η — к. п. д. турбины;
ηм — к. п. д. модели;
D1 — диаметр рабочего колеса турбины;
D1м— диаметр рабочего колеса модели;
б)         для турбин, работающих при Н>150 м,
(1-18)
Однако приведенные формулы пересчета дают наименьшие погрешности при оптимальном расчетном режиме работы турбины. При нагрузках, не соответствующих оптимальному режиму, эти формулы дают некоторое преувеличение к. п. д.
При определении к. п. д. натурных ковшовых турбин поправку на изменение диаметра рабочего колеса и напора можно не вводить, если модель испытывалась с диаметром струи более 55 мм. В таких случаях к. п. д. натурной турбины можно принимать по модельным испытаниям без пересчета, т. е. считать η=ηм·