Справочник по гидротурбинам - Испытания моделей, главные универсальные характеристики турбин, кавитационный коэффициент и высота отсасывания

1. ИСПЫТАНИЯ МОДЕЛЕЙ, ГЛАВНЫЕ УНИВЕРСАЛЬНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБИН, КАВИТАЦИОННЫЙ КОЭФФИЦИЕНТ И ВЫСОТА ОТСАСЫВАНИЯ

Современные методы расчета элементов проточной части турбины не позволяют теоретическим путем с достаточной степенью точности определить гидравлические характеристики гидротурбин.
При кавитации в потоке, обтекающем лопасти, образуются пустоты, нарушается его сплошность, ухудшается работа турбины.
Еще труднее определить энергетические и кавитационные качества при нерасчетных режимах работы турбины. Поэтому при создании современной турбины обычно рассчитывается несколько вариантов проточной части. Затем модели этих вариантов испытывают в лаборатории и, учитывая закон подобия, устанавливают оптимальные формы проточной части проектируемой турбины.
В результате испытаний моделей в широком диапазоне режимов работы составляются характеристики машины, дающие полное представление о ее энергетических и кавитационных показателях. В соответствии с задачами исследований установки для проведения испытаний моделей гидравлических турбин в лабораторных условиях делятся на две основные группы: энергетические и кавитационные.
Установка для энергетических испытаний позволяет исследовать зависимость КПД от режима работы данного варианта гидротурбины. Установка для кавитационных испытаний позволяет исследовать зависимость кавитационного коэффициента от режима работы турбины [36].
На рис. 1.4 изображена схема стенда для энергетических испытаний моделей гидротурбин. При работе стенда электродвигатель приводит в движение центробежный насос 1, который из водосборочного бассейна 3 подает воду в подводящую камеру 5. Регулирование подачи воды осуществляется байпасом 2 насоса. Уровень воды на заданной отметке верхнего бьефа сохраняется постоянным, так как излишки воды сливаются через ребра сливных лотков и по трубе 4 в водосбросный бассейн. Из подводящего лотка вода поступает в напорный бак 6 и через спиральную камеру 7 к модели турбины 8.
Из отсасывающей трубы модели вода поступает в нижний канал 10. Уровень воды нижнего бьефа поддерживается постоянным регулированием подпора воды с помощью жалюзи 12, а также сбросом излишка воды через сливные ребра лотков 11. Из канала нижнего бьефа и из сливных лотков вода направляется в лоток 13 мерного водослива 15, с помощью которого определяется расход модели. Уровень нижнего и верхнего бьефов фиксируется поплавками. Напор определяется по уровням. Частота вращения модели замеряется электронным счетчиком оборотов.
Крутящий момент на валу модели замеряется посредством тормоза. Показания приборов фиксируются на пульте. Зная частоту вращения и крутящий момент модели, можно определить полезную мощность на валу, а зная напор и расход, — мощность потока. По отношению этих величин определяется КПД модели. Управление стендом и регулирование подачи воды байпасом насоса, подпора воды в нижнем бьефе с помощью жалюзи и частоты вращения модели производится с дистанционного пульта управления 9 и 14.
Конструкция монтажной шахты учитывает возможность изменения испытываемых элементов проточной части модели.

Рис. 1.4. Схема стенда для энергетических испытаний моделей гидротурбин

На рис. 1.5 показана обычно применяемая схема кавитационного стенда. Это схема замкнутого цикла. Вода накачивается насосом 1 через растворитель воздуха 10, заполняет по трубе 2 стояк 9 и через водомер Вентури 8 подается в напорный бак 7. Подача воды насосом регулируется путем изменения частоты вращения обычно с помощью электропривода системы Леонардо.
В баке для выравнивания потока устанавливаются трубчатые решетки, соты и т. п. Из бака вода поступает в спиральную камеру 6 испытуемой модели. Отсасывающая труба соединяется с вакуумным баком 5. Напор замеряется как разность давления в напорном и вакуумном баках по показаниям манометра и вакуумметра. Для регулирования глубины вакуума, имитирующего высоту отсасывания, устанавливается вакуум-насос с трубой 3. Из бака 5 вода по отводящему стояку 4 попадает к насосу и вновь им закачивается.
Замеры частоты вращения, мощности и КПД производят так же, как и на энергетических стендах.
Определение кавитационных свойств модели гидротурбины сводится к нахождению минимально предельных значений высот отсасывания во всем поле энергетической характеристики, при которых еще не меняются основные параметры модели турбины: момент на валу рабочего колеса, напор, расход, частота вращения. Кавитационные испытания на стенде обычно сопровождаются контролем общего воздухосодержания, визуальными наблюдениями, фотографированием и киносъемкой картины обтекания лопастей рабочих колес и потока в отсасывающей трубе с помощью специальной стробоскопической аппаратуры.
При испытании на основе опытных данных определяется кавитационный коэффициент σ для различных значений Q и п.

Рис. 1.5. Схема кавитационного стенда

Для исследования энергетических и кавитационных свойств моделей обратимых турбин в турбинном и насосном режимах предусматриваются специальные стенды с дополнительными осевыми насосами. Обычно такие стенды позволяют осуществлять переход от испытаний модели в турбинном режиме к насосному без остановки стенда. При этом тормозной генератор становится мотором, а двигатель основного насоса — генератором, отдающим энергию нагрузочным реостатам.

Ввиду того, что при замкнутых схемах стенда точное испытание энергетических показателей модели затрудняется из-за больших пульсаций давления, применяют специальные полуоткрытые кавитационно-энергетические стенды, позволяющие создавать статический напор и точно определять энергетические качества моделей. На таких стендах можно испытывать и переходные процессы. Для испытаний применяются модели разных диаметров (от 180 до 800 мм); для энергетических испытаний наиболее распространены модели диаметром 250—600 мм, для кавитационных — диаметром 250 мм.
В табл. 1.2 приведены основные данные стендового оборудования крупнейших отечественных и зарубежных лабораторий.
Основные результаты испытаний модели на энергетических и кавитационных стендах указаны в универсальных характеристиках турбины в координатах приведенной частоты вращения п и приведенных расходов и линии равных КПД (η = const), равных открытий лопаток направляющего аппарата модели (а0=const), равных коэффициентов кавитации
(σ= const), линии 5 %-ного запаса мощности (для радиально-осевых и пропеллерных турбин) и углы установки лопастей рабочего колеса (φ°=const) для поворотно-лопастных турбин.

Рис. 1.6. Универсальная характеристика радиально-осевой турбины

 
Линия 5 %-ного запаса мощности ограничивает на универсальной характеристике зону устойчивости работы турбины радиально-осевого типа.

Таблица 1.2. Параметры гидравлических стендов некоторых зарубежных и отечественных гидротурбинных лабораторий

Повышение расхода за пределы этой линий может увеличить мощность только на 5 после чего наступает срыв мощности, так как снижение КПД будет происходить быстрее, чем повышение расхода.
На рис. 1.6 приведена универсальная характеристика радиально-осевой турбины. На рис. 1.7 — универсальная характеристика поворотно-лопастной турбины. 

Рис. 1.7. Универсальная характеристика поворотно-лопастной турбины

На рис. 1.8 изображена универсальная характеристика ковшовой турбины, для которой характерно то, что кривые постоянных открытий сопла (ход иглы s) на универсальной характеристике представляют собой вертикальные прямые. Объясняется это тем, что расход воды не зависит от частоты вращения турбины.

Рис. 1.8. Универсальная характеристика ковшовой турбины

Рис. 1.9. Рабочие характеристики турбин разных типов
На рис. 1,9 для сравнения приведены рабочие характеристики, т. е. зависимости КПД от мощности разных типов турбин: пропеллерной (кривая 4\, радиальноосевой (3), поворотно-лопастной (7) и ковшовой (2). Из этого рисунка, а также из рассмотренных универсальных характеристик следует, что наиболее узкую зону высоких КПД имеют пропеллерные турбины. Они сохраняют высокие значения КПД лишь для расчетной мощности. При изменении мощности.  КПД пропеллерных турбин резко падает, а поэтому работа турбины сопряжена с большими потерями мощности. Характеристика поворотно-лопастной турбины благодаря возможности устанавливать лопасти рабочего колеса на оптимальный угол имеет вытянутые в направлении мощности кривые КПД. Турбины этого типа сохраняют высокие значения КПД в большом диапазоне изменения мощности.

Следовательно, при изменении режимов работы турбины с поворотными лопастями имеют более высокий среднеэксплуатационный КПД и дают большую выработку электроэнергии. Рабочая характеристика радиально-осевой турбины является в этом отношении промежуточной между характеристиками пропеллерной и поворотно-лопастной турбин.
Значения КПД радиально-осевых гидротурбин в оптимуме высоки, но они имеют более узкую зону оптимальных КПД, чем поворотно-лопастные турбины и имеют меньшие значения коэффициента быстроходности, т. е. имеют в равных условиях более низкую частоту вращения и большие размеры рабочих колес. Ковшовые турбины позволяют сохранить высокое значение КПД при еще большем диапазоне изменения мощности.
Универсальные характеристики гидравлических турбин имеют большое значение в практике гидротурбостроения. По ним просто и удобно определять КПД, открытие направляющего аппарата, значения кавитационного коэффициента σ и угол установки лопастей рабочего колеса φ в зависимости от режимов работы. Для заданного напора Н и мощности  по универсальной характеристике определяют основные параметры турбины: ее диаметр D, частоту вращения п и расход Q при переменных режимах работы.
В заключение приведем ориентировочные данные о значениях оптимальных КПД гидравлических турбин разных типов.
В оптимальной зоне энергетических характеристик при оптимальной быстроходности (ns=200-4-220) для крупных (D1≥6,5 м) радиально-осевых гидротурбин предельное значение КПД η= 95,0 %. В тех же условиях для поворотно-лопастных турбин D1 — 8,5 м; ns=450; η=94,5 %.
Ориентировочные значения КПД (в оптимуме эксплуатационной характеристики) в зависимости от быстроходности ns и диаметра рабочего колеса Dj радиально-осевого и поворотно-лопастного типов приведены на рис. 1.10.
Энергетические свойства гидротурбин характеризуются удельной пропускной способностью — их приведенным объемным расходом (л/с)  кроме того, из уравнения видно, что приведенный расход Q в известной мере характеризует и коэффициент быстроходности турбин. Увеличение данной турбины будет соответствовать увеличению ее быстроходности ns, т. е. интенсификации рабочего процесса. При проектировании турбин и выборе их параметров стремятся к получению больших значений QI' и, следовательно, больших n.
На рис. 1.11 приведены кривые, показывающие области значения приведенных расходов Q в зависимости от напора Н для различных турбин, находящихся в эксплуатации на разных гидростанциях в СССР и зарубежом. Значение Q отечественных турбин, созданных в последнее время, обычно находится у верхней границы диапазона или даже вне его, что свидетельствует об их большой пропускной способности и, следовательно, меньших габаритных размерах по сравнению с аналогичными зарубежными машинами.
На рис. 1.12—1.20 приведены главные универсальные характеристики современных рабочих колес турбин разных типов и разных быстроходностей.
При работе гидравлических турбин в некоторых зонах проточной части абсолютное давление потока может упасть ниже давления образования водяных паров при данной температуре, вследствие чего может возникнуть сложное физическое явление, называемое кавитацией [44].  

Рис. 1.10. Оптимальные значения КПД для турбин разных быстроходностей и диаметров: а — радиально-осевых, б — поворотно-лопастных

Рис. 1.11. Значения приведенных объемных расходов Q в зависимости от напора

Кавитация проявляется возникновением в потоке множества заполненных водяным паром или выделившимися из воды газами кавитационных пузырьков, объединенных в так называемые каверны. При движении воды по проточной части турбины кавитационные пузырьки (каверны) попадают в зону более высокого давления: происходит конденсация пара внутри каверн и их разрушение, которое сопровождается ударами, приводящими к шуму, вибрации агрегата и к разрушению материала деталей проточной части, а также к падению КПД и мощности турбины.
Кавитационные свойства гидротурбин данной серии характеризуются кавитационным коэффициентом σт, который пропорционален отношению динамического разрежения на лопастях рабочего колеса к напору. Кавитационный коэффициент каждой серии гидротурбин определяется, как выше указывалось, экспериментально в лаборатории на моделях турбин. Условия возникновения кавитации в гидротурбинах могут быть определены через величины, характерные для данной установки: местное барометрическое давление В1, высоту расположения рабочего колеса относительно уровня нижнего бьефа (так называемую высоту отсасывания) Hs и напор на данной установке. В практике проектирования гидротурбин для определения условий возникновения кавитации используется величина, называемая кавитационным коэффициентом установки,
(1-4)
где Нв.п—давление водяных паров при данной температуре.
Кавитация в гидротурбинах не наступает до тех пор, пока σуст О≥σт. Из этого условия, при известных для проектируемой установки Н, В и Hв.п определяется необходимая высота отсасывания Hs для турбины или серии турбин с заданным значением о. Высота отсасывания считается положительной, если рабочее колесо располагается выше уровня нижнего бьефа. Для получения наиболее точных результатов при переходе к натуре отсчет высоты отсасывания модельной и натурной турбин следует производить от наиболее опасной в кавитационном отношении точки

Рис. 1.12. Главная универсальная характеристика турбины с рабочим колесом ПЛ 30

Рис. 1.13. Главная универсальная характеристика турбины с рабочим колесом ПЛ 50

Рис. 1.14. Главная универсальная характеристика турбины с рабочим колесом ПЛ 80

 

Рис. 1.15. Главная универсальная, характеристика турбины с рабочим колесом Д 100

Рис. 1.16. Главная универсальная характеристика турбины с рабочим колесом РО75

Рис. 1.17. Главная универсальная характеристика турбины с рабочим колесом ΡΟ115

Рис. 1.18. Главная универсальная характеристика турбины с рабочим колесом РО230

Рис. 1.19. Главная универсальная характеристика турбины с рабочим колесом РО400

Для получения наиболее точных результатов при переходе к натуре отсчет высоты отсасывания модельной и натурной турбин следует производить от наиболее опасной в кавитационном отношении точки рабочего колеса. Ввиду того что на практике установление истинного расположения этой точки затруднительно, высоту отсасывания обычно отсчитывают от нижнего торца лопаток направляющего аппарата в радиально-осевых и диагональных турбинах и от оси поворота лопастей рабочего колеса в осевых поворотно-лопастных гидротурбинах.
Развитие современных гидротурбин направлено по пути увеличения пропускной способности рабочего колеса и, следовательно, повышения скоростей и на сокращение потерь в отсасывающей трубе, а это увеличивает возможность появления кавитации.

Рис. 1.20. Универсальная характеристика ковшовой турбины с рабочим колесом К461 (Вертикальная шестисопловая установка. Диаметр модели 335 мм; z= 20; d = 36 мм; s — ход иглы. Испытано при напоре 40 м)

Выше указывалось, что для того чтобы отсутствовала кавитация, кавитационный коэффициент турбины σт должен быть меньше кавитационного коэффициента станции. Этого можно достичь либо применением турбины с малым σт, либо путем увеличения σуст. Для увеличения σуст требуется уменьшение высоты отсасывания Hs, а это увеличивает объем необходимых строительных работ по надводной части здания гидростанции, поэтому на практике стремятся применять турбины с улучшенными кавитационными качествами, что удешевляет строительство ГЭС.
Начальный этап кавитации обычно не отражается на энергетических характеристиках турбин, но он вызывает разрушение материала деталей проточной части. Величина разрушения обычно допускается такой, чтобы детали можно было восстановить завариванием во время остановки турбины. Обычно в технических условиях на поставку оговаривают глубину разрушений и количество унесенного металла (кг) за период между капитальными ремонтами, проводимыми в обусловленный срок. Ориентировочно можно считать, что при работе турбины в течение 8000 ч глубина каверн может достигать 3 мм для турбины с диаметром колеса до 4 м и до 6 мм при диаметрах, превышающих 4 м.