Содержание материала

Глава I
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ТЕОРИИ ГИДРОТУРБИН
КЛАССИФИКАЦИЯ ГИДРОТУРБИН, КОЭФФИЦИЕНТ БЫСТРОХОДНОСТИ И ПРИВЕДЕННЫЕ ВЕЛИЧИНЫ
Гидравлическая турбина преобразует механическую энергию потока воды в энергию вращения рабочего колеса.
Мощность (кВт) на валу гидротурбины определяется по формуле

(1.1)
где p — плотность, кг/м3; ускорение свободного падения, м/с2; Q — объемный расход воды, м3/с; Н — рабочий напор, м; η — КПД гидротурбины.
Рабочий напор гидротурбин определяется как разность удельной энергии воды на входе в турбинную камеру и в отводящем канале

где р — среднее давление в сечении, МПа; а — коэффициент кинетической энергии, учитывающий неравномерность распределения скоростей по сечению; ν средняя скорость воды в сечении, м/с; z высотная отметка оси расчетного сечения, м. Индекс т соответствует входу в турбинную камеру, индекс к — сечению отводящего канала, имеющему наивысшую отметку свободной поверхности.
В зависимости от вида используемой рабочим колесом энергии потока турбины делятся на два класса: активные, преобразующие в механическую работу кинетическую энергию потока, и реактивные, преобразующие в основном энергию давления и положения

Здесь индексы 1 и 2 относятся соответственно к входу и выходу из колеса.
В активных гидротурбинах Классификация современных гидротурбин приведена в табл. 1.1. Из таблицы следует, что реактивные турбины являются самыми распространенными и охватывают наиболее часто встречающиеся напоры на гидроэлектростанциях (от 2 до 500 м) [21, 48].
Из реактивных турбин в настоящее время наиболее широкое применение получили осевые поворотно-лопастные и диагональные, а также радиально-осевые турбины; из активных — ковшовые. Насос-турбины применяются в основном радиально-осевые, в колесе которых совмещены функции насоса и турбины. Пропеллерные турбины являются частным случаем поворотно-лопастных, в которых жестко закреплены лопасти.
Схема поворотно-лопастной гидротурбины показана на рис. 1.1, ее основные элементы: подводящая камера 9, направляющий аппарат 7, статор 8, рабочее колесо 6, крышка турбины 3, камера рабочего колеса 5, отсасывающая труба 4, вал 2 с подшипником. Гидротурбина соединяется с генератором 1.
В реактивных гидротурбинах подводящая камера обычно имеет спиралеобразную форму и обеспечивает полный и равномерный по всей окружности подвод воды к направляющему аппарату 2 (рис. 1.2, а). В активных турбинах (рис. 1.2, д) вода подводится к рабочему колесу 4, как правило, не по всей окружности, а отдельными струями. Поэтому подводящая камера активной, в частности ковшовой, турбины представляет собой трубопровод 1 (в случае нескольких струй — разветвленный коллектор), сопло 2 и иглу 3.
Направляющий аппарат турбины призван обеспечивать необходимое на входе в рабочее колесо направление потока и совместно с колесом регулировать расход турбины. В реактивных турбинах направляющий аппарат состоит из системы поворачивающихся вокруг своих осей с помощью специального привода лопаток. В зависимости от конструкции турбины оси лопаток могут быть параллельны оси турбины (радиальный направляющий аппарат), перпендикулярны к ней (осевой направляющий аппарат) и наклонны к ней (диагональный направляющий аппарат). Направляющим аппаратом ковшовой турбины является сопло.  Сопло представляет сужающийся насадок с перемещающейся внутри него в осевом направлении грушевидной иглой. При перемещении иглы изменяется проходное сечение сопла и таким путем регулируется расход.

Таблица 1.1. Классификация гидротурбин и насос-турбин (обратимых машин)

В зоне рабочего колеса поворотно-лопастной турбины основное движение потока направлено параллельно оси турбины (рис. 1.2, а, г), поэтому эти турбины называют осевыми. Лопасти рабочего колеса 1 имеют возможность в процессе работы поворачиваться вокруг своих осей, которые перпендикулярны к оси турбины. Таким путем обеспечивается лучшее обтекание лопастей и, следовательно, более высокий КПД при любом изменении режима работы турбины. Разновидностью поворотнолопастных турбин являются Диагональные (рис. 1.2, б), оси лопастей рабочего колеса которых образуют острый угол с осью турбины.
Схема гидроагрегата
Рис. 1.1. Схема гидроагрегата
В зоне рабочего колеса радиально-осевой турбины основное направление потока переходит от радиального к осевому (рис. 1.2, в). Лопасти неподвижны и охвачены ободом. Лопасти рабочего колеса ковшовой турбины по форме напоминают ковши (рис. 1.2, д), откуда и происходит название турбины.
Отсасывающая труба является диффузором, обеспечивает снижение скоростей на выходе из турбины и соответствующее восстановление давления. В большинстве случаев отсасывающую трубу приходится делать изогнутой, что позволяет уменьшить заглубление гидростанции. 

В ковшовых турбинах, как уже говорилось, на выходе из рабочего колеса давление равно атмосферному и поэтому нет необходимости в отсасывающей трубе.
Для характеристики гидравлических качеств турбины по скорости вращения и пропускной способности, а также для сравнения между собой различных турбин и их колес в гидротурбостроении введен так называемый коэффициент быстроходности ns, который определяется по формуле:
(1.2) где п — частота вращения, об/мин.
Физически коэффициент быстроходности представляет собой частоту вращения турбины (об/мин) с таким диаметром рабочего колеса, который позволяет ей при напоре 1 м развивать мощность 0,736 кВт. Коэффициент быстроходности меняется от 4—10 у высоконапорных ковшовых, до 800—1100 у низконапорных поворотнолопастных гидротурбин.
Схемы турбин
Рис. 1.2. Схемы турбин: а — поворотно-лопастной; б — диагональной; в — радиальноосевой; г — горизонтально-осевой; д — ковшовой

Основной тенденцией в развитии гидротурбостроения является повышение быстроходности турбин. Увеличение коэффициента быстроходности при заданных мощности и напоре позволяет повысить частоту вращения турбины и, следовательно, уменьшить габаритные размеры всего гидроагрегата. Это иллюстрируется рис. 1.3, где приведены габаритные размеры колес разной быстроходности, рассчитанные на мощность N=1 л. с. при напоре Н=1 м. Из рисунка видно, что быстроходность рабочего колеса зависит от формы его проточной части. Кроме того, она зависит от числа и формы лопастей. С ростом быстроходности размеры рабочего колеса уменьшаются и наоборот.
Коэффициент быстроходности имеет большее значение для выбора турбины. Он дает возможность сравнивать различные типы турбин и классифицировать их по частоте вращения и пропускной способности. Однако для конкретных случаев выбора параметров турбин пользуются универсальными характеристиками, позволяющими с исчерпывающей полнотой исследовать работу турбины в различных режимах.
В гидротурбостроении при проектировании новых машин их проточную часть обычно рассчитывают теоретически, а затем, выполнив ее в виде модели, испытывают и отрабатывают в лаборатории на стендах. При лабораторных исследованиях на моделях необходимо выдерживать требования закона подобия. В частности, нужно соблюдать геометрическое, кинетическое и динамическое подобие.

Условие геометрического подобия сводится к подобию конфигураций обтекаемых поверхностей элементов проточной части турбины, т. е. требуется, чтобы все линейные размеры обтекаемых поверхностей турбины и ее модели были пропорциональными.
Условие кинематического подобия сводится к подобию картин течения потоков жидкости внутри проточной части сравниваемых турбин. При этом абсолютная скорость, а также ее составляющие — переносная и относительная скорости — в соответствующих точках потока геометрически подобных фигур одинаково направлены и пропорциональны по величине. Иначе говоря, условия кинематического подобия сводятся к подобию треугольников скоростей, в соответствующих точках потока. Это условие называют условием изогональности режимов.

Рис. 1.3. Размеры рабочих колес разной быстроходности, развивающих мощность N=1л. с. (0,736 кВт) при напоре H=1 м

Условие динамического подобия характеризуется равенством ряда критериев: числа Рейнольдса (Re), характеризующего отношение сил инерции к силам вязкости для соответствующих точек геометрически подобных турбин; числа Фруда (Fr), характеризующего отношение сил инерции к массовым силам и др.
Выполнить требования всех критериев подобия не удается, например, соблюдение условия равенства чисел Рейнольдса в натурной турбине и на модели практически неосуществимо. В то же время известно, что при Re>105, при котором Обычно работают модельные и натурные турбины, изменение числа Re не оказывает заметного влияния на форму движения потока. Влияние числа Re, а также различий в шероховатости модели и натуры на КПД при моделировании гидротурбин учитывают приближенными эмпирическими формулами.
При испытаниях модельной турбины в лаборатории на стендах замеряют расход воды, напор и частоту вращения. Определяют значение КПД и строят универсальные характеристики в приведенных величинах п, Q и N. Эти величины выражают частоту вращения, расход и мощность турбины с диаметром рабочего колеса 1 м при напоре, равном 1 м. Основные параметры действительной турбины и приведенные величины связаны формулами:

Относительная доля гидравлических, механических и объемных потерь в общем энергетическом балансе турбин изменяется с ростом размеров колеса и мощности,

поэтому при точном подсчете приведенных величин действительной турбины по данным испытаний ее модели учитывают КПД турбины и модели:

(1-3)

Здесь индексом м обозначены значения КПД модели, индексом т — турбины; ηг-ηq — гидравлический и объемный КПД.