Натурные испытания осуществляются с целью проверки соответствия эксплуатационных свойств гидротурбин техническим условиям и начинаются сразу же после пуска агрегатов. Необходимость в проведении промышленных испытаний возникает также в тех случаях, когда решаются вопросы, связанные с перемаркировкой мощности агрегата или с заменой оборудования.
По своему характеру испытания можно разделить на следующие основные типы: прочностные; вибрационные; энергетические; кавитационные.
Прочностные испытания.
Прочностные исследования ставят своей задачей изучение напряженного состояния наиболее ответственных деталей гидротурбин. Напряжения, как правило, определяются тензометрическим методом. Сущность метода заключается в том, что на поверхности исследуемой детали закрепляется чувствительный к деформации элемент — проволочный датчик.
Этот рабочий датчик вместе c таким же термокомпенсационным датчиком и двумя регулируемыми сопротивлениями (устанавливаемыми в приборе) составляет измерительный мост. Компенсационный датчик устанавливается в тех же температурных условиях, что и рабочий, но не связан с деформируемой деталью и поэтому исключает погрешность от температуры,
При деформации детали изменяются длина и сечение рабочего датчика и соответственно его электрическое сопротивление. Изменение сопротивления рабочего датчика, включенного в одно из плеч моста, дает определенную разбалансировку всего моста. Эта разбалансировка и служит мерой деформации детали. Закрепленный на поверхности детали датчик реагирует на растяжение и сжатие металла, а также на статические и динамические напряжения. Надежные результаты измерений получаются в тех случаях, когда сопротивление изоляции датчиков близко или более 1 МОм.
Из всех видов прочностных натурных испытаний наибольшую сложность представляет определение напряженного состояния лопастей рабочих колес. Сложность этих экспериментов связана с решением двух задач: защитой датчиков и измерительных коммуникаций от попадания воды и съемом сигнала с ротора агрегата. Надежная работа тензодатчиков обеспечивается в тех случаях, когда закладка датчиков и проводов производится в специально созданные в теле лопасти пазы. После установки и распайки тензодатчиков производится их защита от попадания воды с помощью специальной пасты, на которую затем наносится слой стеклоткани, пропитанной эпоксидной смолой.
Схема прокладки измерительных коммуникаций для прочностных испытаний лопастей показана на рис. 11.10. Поскольку лопасти могут иметь индивидуальные особенности, то для получения достоверного материала прочностные испытания проводятся на нескольких лопастях. Сложным моментом в проведении прочностных исследований лопастей является съем сигнала с вращающейся части агрегата. Используемые в настоящее время схемы действуют в следующей последовательности: сигнал первоначально усиливается и лишь после этого снимается через токосъемник 3 и записывается на осциллограф. Практически это достигается установкой на вал агрегата усилителей 4 и балансировочных устройств 5 к каждому тензометрическому полумосту (см. рис. 11.10). Для осуществления многоточечных измерений при ограниченном числе усилителей на вал агрегата помещается также дистанционно управляемый блок переключателя 1, связанный кабелем 2 с датчиками на лопастях. По команде с пульта управления блок переключателя подсоединяет нужную группу датчиков. Точность измерения напряжений по изложенной схеме оценивается 5 МПа.
В качестве иллюстрации на рис. II.11 показаны в одном масштабе осциллограммы напряжений лопасти мощной радиально-осевой гидротурбины при различных нагрузках агрегата: Na=80 МВт (a); Na=200 МВт (б); Na=280 МВт (в). Тензодатчики 1, 3, 5 расположены в районе выходной кромки лопасти 15 и ступицы колеса. Общая двойная амплитуда динамических напряжений обозначена адин, а статические напряжения—ост. Анализ осциллограмм сводится к определению уровня статических и динамических напряжений.
Регистрируемые в наиболее нагруженных местах лопастей поворотно-лопастных и радиально-осевых турбин статические напряжения не превышают 100 МПа и в целом удовлетворительно согласуются с данными теоретических прочностных расчетов. Вместе с тем по отдельным лопастям может наблюдаться значительный разброс, который объясняется как производственными отклонениями в лопастной системе (по толщинам, шагу, углу установки лопастей), так и неточностью наклейки тензометров.
Динамические напряжения в лопастях чувствительны к режиму работы турбины. Оптимальной по КПД зоне рабочей характеристики агрегата при Н=const соответствуют низкие значения динамических напряжений. По мере отхода от режимов с высоким уровнем КПД в сторону форсирования мощности динамические напряжения резко возрастают. Увеличение σдин наблюдается также при снижении мощности агрегата по сравнению с оптимальной. Достигнув высоких значений при некоторой частичной нагрузке, они снижаются обычно при дальнейшем уменьшении мощности агрегата, так как энергия потока на этих режимах невелика. Величина динамических напряжений изменяется не только от нагрузки агрегата, но и от напора.
Фиксируемые в экспериментах амплитуды динамических напряжений невелики по абсолютной величине (около 10 МПа), но в относительных величинах они могут составлять до 15 % уровня статических напряжений.
Динамические напряжения в лопастях обусловлены взаимодействием пульсирующего потока и колеблющейся системы.
Рис. II. 10. Общая схема измерений на поворотно-лопастной турбине
По характеру наблюдаемых частот напряжения σдин могут быть разделены на две составляющие: высокочастотную и низкочастотную. Под низкими частотами понимаются частоты, сопоставимые с оборотной; частоты, равные или выше лопаточной, следует относить к высоким. Общее значение динамических напряжений практически всегда складывается из этих двух типов колебаний.
На режимах частичных нагрузок Ν≈(0,5-О,6)ΝН большая доля падает, как правило, на низкочастотную составляющую динамических напряжений. Для радиально-осевых турбин эта частота равна разности частот вращения турбины и «вихревого жгута» в отсасывающей трубе.
Рис. II.11. Осциллограмма напряжений лопасти радиально-осевой турбины при Н= 255 м
Поскольку частота «вихревого жгута» изменяется от режима к режиму, то изменяется также и частота динамических напряжений. На оптимальном по КПД и близком к нему режимах низкочастотная составляющая резко уменьшается и имеет чаще всего оборотную частоту. Низкочастотная составляющая напряжений в ряде случаев проявляется также в виде колебаний двойной оборотной частоты.
Высокочастотная составляющая σдин наблюдается при больших открытиях направляющего аппарата. Эта составляющая проявляется с лопаточной частотой и с собственной частотой колебаний лопасти, которая для высоконапорных радиально-осевых турбин превышает 100 Гц. Наложение высокочастотного спектра осложняет обработку осциллограмм и, в частности, определение максимальной амплитуды. Особенно это относится к тем режимам, где высокочастотной составляющей принадлежит большая роль. В таких случаях за максимальную величину динамических напряжений следует принимать амплитуду, наблюдаемую на осциллограмме не реже двух раз за один оборот машины.
Энергетические испытания.
В зависимости от характера определения расхода воды энергетические испытания могут давать абсолютные или относительные значения КПД. В испытаниях по определению абсолютного КПД требуется измерение абсолютного расхода тем или иным методом, в то время как при определении относительного значения КПД агрегата достаточно ограничиться измерением более простой характеристики потока, связанной с абсолютным расходом воды [23]. Учитывая сложность техники измерения абсолютного расхода, энергетические испытания проводят чаще всего относительным методом. Этот метод основан на использовании зависимости средней скорости потока и, следовательно, расхода Q от разности давлений на разных радиусах одного и того же радиального сечения (расходомерного створа) спиральной камеры
(П.9) где А — коэффициент пропорциональности; п — показатель степени. Тогда относительное значение КПД агрегата будет равно:
(11.10)
где Na — мощность агрегата; Hб — напор блока.
Полагая, что максимальное относительное значение КПД рабочей характеристики агрегата Ληa=f(Na) при Нб=const соответствует максимальному абсолютному КПД агрегата на характеристике для данного напора, можно произвести
пересчет зависимости Ληa=f(Νa) в характеристику вида ηa=f(Νa). Допущение о том, что КПД натурной машины равен гарантированному заводом, основывается на результатах многочисленных натурных испытаний, которые дают расхождения с заводскими гарантиями, как правило, не более 2—3 % для оптимальной зоны работы турбины.
Показатель степени п в выражении (II.9) принимается обычно 0,5 (теоретическое значение), хотя фактическое значение зависит от выполнения расходомерного створа и может колебаться от 0,48 до 0,52. Последнее обстоятельство следует иметь в виду при изучении индивидуальных особенностей гидротурбин на ГЭС.
Поскольку испытания всех агрегатов осуществляются из предположения п = 0,5 (действительное значение п может быть определено только путем абсолютного замера расхода), то это может привести к ошибкам в определении формы рабочих характеристик. При этом ошибка от того, что п≠0,5, возрастает по мере отхода от оптимальной по КПД зоны работы турбины. Вместе с тем относительный метод является незаменимым для проведения сравнительных энергетических испытаний на одном агрегате даже в условиях незнания фактического значения п.
Кавитационные испытания.
Кавитационные испытания осуществляются для решения двух следующих задач:
- уточнения заводских гарантий по высотам всасывания Hs, определяющих начало влияния кавитации на энергетические характеристики турбины (КПД, мощность);
- оценки эрозионной опасности различных эксплуатационных режимов.
Определение критического кавитационного режима гидроагрегата в натурных условиях основывается на выявлении снижения КПД турбины из-за кавитации [23]. Исследования сводятся к снятию рабочих характеристик агрегата ηа=f(Ма) при постоянстве напора и высоты всасывания. Критический кавитационный режим гидротурбины определяется совмещением рабочих характеристик, полученных при испытаниях на различных высотах всасывания, но при одном и том же напоре (рис. 11.15). Мощность, при которой наблюдается расхождение рабочих характеристик по КПД, принимается за критическую для данного напора и высоты всасывания.
Практически получение необходимых рабочих характеристик достигается проведением испытаний при различных уровнях воды в верхнем и нижнем бьефах и разных режимах работы ГЭС.
Для нахождения критического кавитационного режима не обязательно измерять абсолютное значение КПД. Критический кавитационный режим может быть найден по изменению относительного КПД агрегата Αηа, определение которого основано на зависимости расхода воды от перепада пьезометрического напора между двумя точками спиральной камеры и было изложено выше. Использование относительного способа измерения расхода существенно упрощает исследования, не снижая точности получаемых результатов.
Оценка эрозионной опасности различных эксплуатационных режимов может быть получена методом скоростной эрозии. Этот метод основан на использовании образцов из легко разрушаемого материала, которые устанавливаются на лопастях (или камере) рабочего колеса. В качестве характеристики кавитационного воздействия в таких испытаниях правильно использовать потерю массы материала в единицу времени во всех зонах проточной части, подверженных кавитационному воздействию. Однако большая трудоемкость метода приводит к тому, что пластины из легко разрушаемого материала устанавливаются, как правило, только в наиболее подверженной кавитационному воздействию зоне лопастей, а интенсивность кавитационного воздействия определяется по объему вмятин, образующихся на единице площади обтекаемой поверхности в единицу времени. Последний подход к оценке кавитационного воздействия особенно часто используется в тех случаях, когда разрабатываются конструктивные мероприятия по снижению эрозионных разрушений тех или иных элементов действующей турбины.
На некоторых ГЭС выявление опасных в эрозионном отношении режимов может осуществляться непосредственно по результатам осмотра материала лопастей. В таких экспериментах необходимо поддерживать заданный режим работы турбины в течение нескольких тысяч часов (трех-четырех тысяч), после чего на основе данных визуального осмотра можно определить интенсивность кавитационного износа.
Большая сложность метода скоростной эрозии ограничивает его применение в натурных условиях. Поэтому в отдельных случаях производят косвенную оценку кавитационного воздействия акустическим методом [7, 36]. Акустический метод основан на регистрации кавитационных пульсаций, возникающих при замыкании пузырьков в проточной части турбины. Регистрация интенсивности шума в ультразвуковом спектре частот (от 50 до 640 кГц) производится на отдельных фиксированных частотах, после чего интегрированием спектрограммы определяется интегральная интенсивность кавитационного шума.
