Глава III
ПРОТОЧНАЯ ЧАСТЬ ГИДРОТУРБИНЫ
Рис. ΙΙΙ.3. Поток в области колеса при режимах гидравлического торможения:
0-2 = линия тока основного потока
ΙΙΙ.2. СВЕДЕНИЯ О ФОРМЕ И ПУЛЬСАЦИЯХ ПОТОКА В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ
Гидравлические показатели турбины и геометрические характеристики лопастной системы рабочего колеса существенно зависят от формы и уровня скоростей потока, поступающего на рабочее колесо. Формирование потока перед рабочим колесом осуществляется в подводе. Подвод реактивной гидротурбины (турбинного режима насос-турбины) включает турбинную (спиральную) камеру, статор и направляющий аппарат.
В насосе (насосном режиме насос-турбины) функцию подвода выполняет всасывающая труба. Перед статором турбины (турбинного режима насос-турбины) поток формирует канал турбинной камеры. В зависимости от быстроходности турбин существует несколько типов турбинных камер, различающихся формой сечений, их расположением относительно направляющего аппарата и углом охвата спирального канала. Исследования по изучению закономерностей движения жидкости в турбинных камерах проводились на ЛМЗ и других организациях [36, 12, 31]. Опыт этих исследований показывает, что характеристики потока по периметру статора существенно зависят от угла охвата спирального канала. С уменьшением этого угла заметно растет неравномерность распределения скоростей. На рис. III.4 приведено изменение по периметру статора (перед колоннами) средних по его высоте окружных vuср (φ) и радиальных vr ср (φ) составляющих вектора абсолютной скорости, а также углов αср (φ) между проекцией этого вектора на плоскость, перпендикулярную оси вращения турбины и его окружной составляющей в турбинной камере с углом охвата спиральной части φ0=180°. В этой камере через область, периметра статора, питающуюся из неспиральной части, в турбину поступает количество воды примерно на 10 % больше, чем через спиральную часть. В спиральной части камеры распределение расхода по периметру статора можно считать равномерным. Неравномерность распределения окружных скоростей и углов αср в камерах с малыми углами охвата еще больше, чем расход. В спиральной части их значения близки к расчетным и зависят от размеров сечений, т. е. от допущений, принятых при расчете спирали. В неспиральной части скорости vu ср от входного сечения спирали постепенно убывают до нуля, а в области, примыкающей к зубу, становятся отрицательными. В спиральных камерах с углами охвата, близкими к 360°, распределение расхода по периметру статора близко к равномерному и практически не зависит от обычно принимаемых допущений при расчете размеров сечений. Распределение окружных скоростей и углов αср аналогично спиральной части турбинных камер с малыми углами охвата.
Структура потока в меридиональных сечениях спиральной части турбинной камеры (рис. III.5) зависит от формы, относительных размеров сечения и от его расположения относительно направляющего аппарата. Для обеспечения высоких гидравлических показателей предпочтительнее симметричные или развитые вверх сечения.
Рис. Ш.4, Зависимости vu ср (φ), vr ср (φ) и аср (φ) по периметру статора бетонной турбинной камеры с углом охвата φ0=180°
Рис. III.5, Очертание меридиональных сечений спиральных каналов с проекциями скоростей
Скорости νи и νr (соответственно окружная и радиальная составляющие вектора абсолютной скорости) в меридиональном сечении спирали независимо от его формы увеличиваются с уменьшением радиуса. При постоянном радиусе скорость vu по высоте сечения изменяется мало.
Распределение ее по радиусу близко к условию vur=const, за исключением входного и прилегающих к нему сечений спирального канала. Вид эпюры скоростей vu (r) в этих сечениях зависит от угла охвата спирали, длины и формы водоводов, питающих спираль [36]. Чем меньше угол охвата и длина водоводов, тем больше неравномерность распределения скорости vu.
В отличие от vu скорости ντ и vz (осевая составляющая вектора абсолютной скорости) непостоянны по высоте сечения.
Профиль скоростей νr и νz определяется формой, относительными размерами и расположением сечений относительно направляющего аппарата (по высоте) и относительно входного сечения спирального канала (по углу). В области статора и перед направляющим аппаратом с увеличением его открытия скорости увеличиваются, а давления уменьшаются.
Перед направляющим аппаратом поток формирует турбинная камера совместно со статором. При достаточной густоте колонн статора (L/t ≥1,0) в спиралях с углами охвата φ0≥240° и b0>0,2 направление потока перед аппаратом почти полностью определяется профилем и углом установки колонн. Это позволяет в данной турбинной камере управлять потоком перед аппаратом, а следовательно, потерями энергии в нем и его силовыми характеристиками, что имеет большое значение для полноохватных малогабаритных спиральных камер, формирующих сильно закрученный поток. Силовые характеристики почти на всех лопатках аппарата практически одинаковы, что создает благоприятные условия для проектирования привода лопаток с индивидуальными сервомоторами. При использовании статора с колоннами малой густоты (L/t =0,5-0,6) численные значения гидравлического усилия и момента, действующих на лопатки, по-разному расположенные, относительно колонн, могут заметно отличаться.
Поток на входе в рабочее колесо турбины формируется направляющим аппаратом совместно с турбинной камерой и статором и при данном открытии а0 аппарата его характеристики зависят также от очертания и протяженности проточной части в области зазора между аппаратом и колесом. При этом в зависимости от режима работы машины (Н, а0, n) обеспечивается вполне определенное распределение меридиональных скоростей и соответствующее ему изменение момента скорости (vur)1 по длине входной кромки лопасти.
Опыт расчетов и исследований показывает, что меридиональные скорости vm за лопатками радиального аппарата увеличиваются к его нижнему кольцу, а их градиент dvm/dl по ширине канала зависит от формы и относительных размеров меридионального сечения проточной части и от открытия направляющего аппарата. Чем резче поворот потока в области нижнего кольца и чем ближе лопатки аппарата расположены к повороту (малые D0=D0lD1, тем больше градиент dvm/dl. Момент скорости (vur)1 за направляющим аппаратом при данном значении а0 линейно зависит от меридиональной скорости vm. Следовательно, большему градиенту dvm/dl соответствует и больший градиент момента скорости. Наибольшего значения градиент dvmldl достигает при больших открытиях. Поэтому чем больше открытие, тем больше и градиент момента скорости. Таким образом, момент скорости (vur)1 на выходе из направляющего аппарата является переменным по высоте лопатки, а поток поэтому завихренным.
На завихренность потока в проточной части влияет также непостоянное срабатывание момента скорости по размаху лопасти рабочего колеса. Давление за лопатками в отличие от давления перед ними растет с увеличением открытия направляющего аппарата, поскольку скорость при этом уменьшается. При очень малых открытиях (вблизи закрытого положения лопаток) обтекание лопаток происходит с большими углами атаки, что приводит к резкому уменьшению давления на поверхности входной кромки, обращенной к рабочему колесу. Вследствие этого на лопатках в момент открытия направляющего аппарата происходит скачок значения гидравлического момента, а в отдельных случаях наблюдается повреждение указанной поверхности лопатки кавитационной эрозией и взвешенными элементами, находящимися в потоке.
Форма потока перед рабочим колесом слабо зависит от формы лопастей, угла их разворота (поворотно-лопастные турбины) и режима работы турбины. Распределение меридиональных скоростей на выходе из рабочего колеса при выбранном очертании меридионального сечения полностью определяется формой лопастей. В отличие от потока в зазоре меридиональные скорости на выходе из колеса не прямо пропорциональны расходу, а как и в области колеса зависят от угловой скорости ω. Момент скорости (vur)2 за рабочим колесом турбины не пропорционален vm и также зависит от ω.
Для иллюстрации влияния крестовины и ребер на уровень пульсаций давления на стенке отсасывающей трубы (вблизи колеса) указанной модели на рис. III.7, в показана зависимость относительного размаха пульсаций от приведенного расхода, вызванных большой степенью закрутки потока при режиме работы турбины на напоре в два раза меньшем расчетного.
Наличие пульсаций скоростей и давлений в потоке приводит к изменению во времени расхода, мощности турбины, гидравлических нагрузок на обтекаемые поверхности проточной части и к вибрации отдельных элементов конструкции гидроагрегата.
Данные по изменению относительного размаха пульсаций давления в отсасывающей трубе, в спиральной камере, под крышкой турбины, пульсаций осевого гидравлического усилия и колебаний мощности радиально-осевой турбины от мощности приведены на рис. III.8 а. На основании этих данных область эксплуатационной характеристики радиально-осевой гидротурбины по мощности (рис. III.8, б) можно разделить примерно на четыре характерные зоны, различающиеся уровнем нестационарных явлений и связанной с ними степенью надежности работы гидроагрегата.
Первая зона находится примерно в пределах изменения нагрузки от 0 до 30 % максимальной мощности при расчетном напоре (Nmax при Нр.т) и имеет средний уровень нестационарности. По вибрации опорных частей ее можно считать удовлетворительной (по нормам Союзтехэнерго). Длительная эксплуатация турбины в этой зоне не рекомендуется из-за Низких энергетических показателей.
Вторая зона в пределах нагрузок от 30 до 65—70 % Nmax при Нр.т характеризуется высоким уровнем нестационарности потока. Максимальный относительный размах пульсаций основных параметров, включая динамическую составляющую напряжений в деталях, характеризующих степень надежности работы гидроагрегата, находится примерно в области изменения нагрузок от 45 до 55 % Nmax при Нр.т. По вибрации опорных частей эта зона имеет оценку «плохо». Эксплуатация турбины в этой зоне без применения средств, снижающих до допустимого на данной конструкции уровень нестационарности потока, не допускается.
Третья зона — от 65—70 % до 100% Nтах при Нр.т — имеет низкий уровень пульсаций потока, турбина работает спокойно. Вибрация опорных частей имеет оценку «хорошо». Эксплуатировать турбину в этой зоне рекомендуется при режимах с максимальным КПД, что обеспечивает высокую выработку электроэнергии.
Четвертая зона находится, как правило, за линией ограничения работы турбины по мощности. Здесь, начиная с точки минимума пульсаций потока, наблюдается их рост, а вместе с ним и рост других характерных величин, влияющих на надежность эксплуатации гидроагрегата. Эксплуатация турбины в этой зоне не допускается, так как она расположена за линией ограничения мощности. Кроме ограничения режимов работы радиально-осевых и пропеллерных турбин по мощности необходимо также вводить ограничение и по величине пускового напора из-за высокого уровня нестационарности потока при напорах менее 65—70 % от расчетного (см. рис. III.7, в). Эксплуатация турбин в указанной области напоров неизбежно приводит к повышенным значениям переменной составляющей напряжений в деталях, а также к увеличению вибрации и биения вала гидроагрегата. При этом, как показал опыт эксплуатации гидротурбин Токтогульской ГЭС, имели место трещины в элементах конструкции рабочего колеса и на других деталях. В частности, высокий уровень нестационарности потока привел к вибрации лопаток направляющего аппарата и к разрушению эпоксидных втулок, а также к разрушению опорного фланца статора и колонн статора турбины.
