Определение высоты отсасывающей трубы

Рис.11. Изогнутая отсасывающая труба

Рис.8. Зависимость средней скорости во входном

Таблица 1

Основные расчетные данные поворотно-лопастных турбин

Показатель	Основные данные в зависимости от типа турбин
ПЛ 10	ПЛ 15	ПЛ 20	ПЛ 30	ПЛ 40	ПЛ 50	ПЛ 60	ПЛ 70	ПЛ 80
Зона применения по напорам, м	3-10	5-15	10-20	15-30	20-40	30-50	40-60	45-70	50-80
Диапазон изменения Q_XP	2000-	1900-	1750-	1500-	1400-	1300-	1200-	1000-	950-
Коэффициент кавитации при Q’_XP	1,45	1,06	0,83	0,75	0,52	0,48	0,39	0,37	0,30
Диапазон изменения σ	1,2- 1,6	0,9- 1,3	0,7- 1,1	0,6- 0,95	0,45- 0,75	0,35- 0,65	0,3- 0,6	0,25- 0,5	0,23- 0,4
Приведенная частота вращения П’_I _P, об/мин
Число лопастей рабочего колеса z₁				5-6	6-7	7-8	7-8
Относительная высота направляющего аппарата l₀	0,45	0,42	0,40	0,40	0,375	0,375	0,35	0,35	0,35
Относительный диаметр втулки РК d_K_Ф	0,35	0,35	0,37	0,40	0,44	0,47	0,51	0,56	0,60
Диаметр модельного колеса, мм
Напор испытательного стенда, м		2,5

Примечание. Диаметр расположения оси направляющего аппарата Д₀=1,2-1,5; d_R=d_R_Ф-0.05

Расстояние от нижнего торца НА до оси поворота лопастей h₁=0.21; f=d_R_Ф;h_ул=0,09-0,12

Диаметр горловины камеры рабочего колеса Д_К = 0,973

Таблица 2

Основные расчетные данные радиально-осевых турбин

Показатель	Основные данные в зависимости от типа турбин
РО 45	РО 75	РО115	РО140	РО170	РО230	РО310	РО400	РО500	РО600	РО700
Диапазон применения по напорам, м	30-	40-	70-	90-	110-	160-	220-310	290-	380-	480-	580-700
Диапазон изменения Q’_I л/с	1350-1550	1100-1400	1000-1200	950-1050	700-800	500-700	400-500	250-320	230-290	220-260	190-230
Коэффициент кавитации σ	0,21	0,14	0,14	0,12	0,10	0,06	0,05	0,045	0,04	0,04	0,035
Диапазон изменения σ	0,15-0,24	0,13-0,21	0,12-0,18	0,07-0,18	0,05	0,14	0,04-0,09	0,04-0,06	0,04-0,05	0,04-0,05	0,03-0,04
Приведенная частота вращения n’_XP об/мин
Относительная высота направляющего аппарата	0,35	0,30	0,25	0,23	0,20	0,15	0,12	0,10	0,08	0,07	0,06
Относительный выходной диаметр	1,15	1,1	1,0	0,95	0,95	0,9	0,85	0,7	0,65	0,6	0,55
Диаметр модельного колеса, мм
Расстояние от нижнего торца НА до низа РК	0,2	0,2	0,2	0,19	0,18	0,17	0,16	0,14	0,14	0,13	0,13

Примечание: Диаметр расположения оси направляющего аппарата

Таблица 3

Основные расчетные данные диагональных турбин

Показатель	Основные данные в зависимости от типа турбин
ПЛД 60	ПЛД 80	ПЛД 100	ПЛД 115	ПЛД 140	ПЛД 170	ПЛД 200
Диапазон применения по напорам, м	40-60	50-80	70-100	90-115			130-170
Приведенный расчетный расход Q’_XP_, л/с
Коэффициент кавитации при Q’_XP	0,65	0,50	0,33	0,31	0,27	0,20	0,15
Приведенная частота вращения n’_XP об/мин
Число лопастей рабочего колеса z₁		8-9				10-11	10-12
Относительная высота направляющего аппарата	0,35	0,30	0,25	0,25	0,25	0,20	0,18
Относительный диаметр втулки РК d_K_Ф	0,54	0,57	0,60	0,65	0,675	0,75	0,80
Угол наклона оси лопасти рабочего колеса Ө, град

Примечание:

Тип турбины определяется по графику областей применения турбин (рис. 3) в зависимости от H_MAX и N_T. Необходимо проверить, на какой минимальный напор рассчитан данный тип турбины (табл. 1-3). Если H_min, полученный в результате водохозяйственных расчетов, меньше минимального напора турбины, то за расчетный H_min берется последний.

При одних и тех же напорах могут быть применены два и даже три типа турбин. В этом случае выбор типа турбины производится путем сопоставления технико-экономических показателей вариантов гидротурбинных блоков (раздел 16).

6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОТУРБИНЫ

К основным параметрам гидротурбины, подлежащим определению, относится диаметр рабочего колеса и синхронная частота вращения, которые остаются неизменными при нормальной эксплуатации агрегата. Все остальные параметры гидротурбины являются производными от основных. Параметры гидротурбин рассчитываются на основе показателей, представленных в табл. 1-3. Эти показатели получены в результате стендовых испытаний моделей гидротурбин. На основе испытаний строятся главные универсальные характеристики в поле координат n’_I;Q’_I, которые являются основным документом для данного типа турбин.

Диаметр рабочего колеса подсчитывают по формуле подобия:

(1)

Расчетная величина Q’_P принимается для РО турбин на линии 5% запаса мощности, которая нанесена на главной универсальной характеристике. Для ПЛ турбин Q’_P зависит от коэффициента кавитации. Увеличение Q’_P приводит к возрастанию мощности турбины, но одновременно к большему заглублению здания станции в связи с ростом коэффициента кавитации. Окончательный выбор Q’_P производится на основе технико-экономического расчета вариантов здания ГЭС с различными мощностями и объемами бетонных и земельно-скальных работ. На первом этапе требуется рассмотреть, один вариант, взяв в табл. 1-3 промежуточное значение между Q’_I _mi _n и Q’_I _max приведенного расхода и соответствующее ему значение коэффициента кавитации . КПД турбины в предварительных расчетах принимается для ПЛ турбин в пределах 0,87-0,90, для РО – 0,9-0,92. Большие величины – для больших Д₁.

Затем производится технико-экономическое сравнение вариантов с разными значениями Q’_I в диапазоне, приведенном в табл. 1-3. Экономическое обоснование выбора расчетного приведенного расхода показано в разделе 17. Так как напор ГЭС меняется в пределах от H_max до H_min, то при расчете параметров турбины исходят условно из некоторого промежуточного значения:

H_P= H_min+1/3(H_max - H_min).

Рассчитав диаметр рабочего колеса, следует принять ближайшее нормативное значение, приведенное в табл.4. Определив диаметр турбины, нужно записать ее марку. Например, РО 115-В-500 – радиально-осевая турбина с максимальным напором 115 м, имеющая вертикальный вал, с рабочем колесом диаметром 500 см. При известном диаметре Д₁ определяют наиболее важные размеры турбин, влияющие на компоновку проточного тракта гидротурбинного блока: табл. 1-3 и рис. 4. В табл. 4 дано число лопаток НА для определения ширины лопатки, являющейся для вертикальных турбин величиной постоянной. Для определения синхронной частоты вращения турбин находят расчетную частоту вращения по формуле подобия:

где n’_IP – расчетная приведенная частота вращения, которая принимается для РО и Д турбин равной n’_I_опт, для ПЛ – на 10% больше. Значения n’_IP показаны в табл. 1-3.

Определив n, принимают ближайшую синхронную частоту вращения, подсчитываемую по формуле:

или n_C p=3000,

где 60 – переводной коэффициент на оборотов в секунду (об/с) в обороты в минуту

(об/мин);

f – частота ток ав сети, в СССР f =50 Гц, период/с;

Р – число пар полюсов ротора гидрогенератора.

Рассчитав по (2) число пар полюсов, принимают ближайшее целое значение р, учитывая, что число пар полюсов гидрогенератора кратно двум при р>16.

Подставив в формулу (2) цело значение р, находим Пс (табл. 5).

После определения основных параметров турбины уточняется расчетный напор:

где Д₁ и Q’_IP – берутся с учетом технико-экономического расчета;

- КПД натурной турбины.

Для РО турбин:

где - КПД модельной турбины берется с главной универсальной характеристики (ГУХ) соответственно Q’_IP и n’_I_опт;

Таблица 4

Нормальный ряд диаметров реактивных турбин

Д₁

ПЛ 10

РО 45

1,8

1,9

2,0

2,12

2,25

2,36

2,50

2,65

2,80

3,0

3,15

3,35

3,55

3,75

4,0

4,25

4,5

4,75

5,0

5,3

6,0

6,3

6,7

7,1

7,5

8,0

8,5

9,0

9,5

10,0

10,5

Д₁, Д_1М – диаметры натурной и модельной турбин;

Н_РН;Н_РМ – расчетные напоры натурной и модельной турбин;

Д_1М Н_РМ– приведены на ГУХе и табл. 1-3.

Таблица 5

Синхронная частота вращения гидрогенератора

Число пар по- люсов ротора	Частота враще- ния, об/мин	Число пар по- люсов ротора	Частота враще- ния, об/мин	Число пар по- люсов ротора	Частота враще- ния, об/мин	Число пар по- люсов ротора	Частота враще- ния, об/мин
			187,5		88,2		62,5
	428,6		166,7		85,7
					83,3		58,8
	333,3		136,4		78,9		57,4
					76,9		55,6
	272,7		115,4				54,6
			107,1		71,4		53,6
	230,8				68,2		52,6
	214,3		93,8		66,7		51,7
			90,9		65,2

7. ЗОНА РАБОТЫ ТУРБИНЫ

Правильность выбора основных параметров турбины можно проверить, построив на главной универсальной характеристике зону ее работы (рис. 5). Зона позволяет судить о работе турбины в условиях меняющихся мощностей и напоров.

Для построения зоны работы необходимо определить приведенные частоты вращения при характерных напорах H_max; H_P, H_min;

При этом необходимо ввести поправку , учитывающую разницу приведенных частот вращения натурной и модельной турбин:

Величину поправки находят по формуле

Поправка принимается одинаковой для всего поля главной универсальной характеристики. При частоте вращения, рассчитанной для напоров , на универсальной характеристике происходит перелом ограничения мощности (точка б). По генератору (линия с-б0 ее определяют по зависимости:

где

Линию ограничения мощности по кавитации проводят или следуя по линии постоянного открытия направляющего аппарата, или по линии до , соответствующего минимальному напору ГЭС (отрезок d-б).

Для минимального значения напора (с учетом поправки на КПД) подсчитывается по зависимости (I) наименьшая мощность агрегата и определяется степень снижения мощности ГЭС в период наибольшего дефицита напора.

Построенная описанным образом зона работы турбины считается приемлемой, если она охватывает на универсальной характеристике область наибольших значений КПД. Если же зона оказалась сдвинутой относительно “яблочка”- характеристики, то полученное расчетом значение признают неприемлемым и делают перерасчет с другой зоной, принимая при этом ближайшее синхронное значение. В некоторых случаях может потребоваться изменение диаметра турбины и числа агрегатов ГЭС.

8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МАССЫ ТУРБИН

Масса турбины оказывает существенное влияние на капитальные вложения в здание ГЭС. Она зависит от диаметра рабочего колеса и действующего напора. Точную массу турбины можно установить только на основании проектных данных завода- изготовителя. Определение массы турбины при предварительных расчетах можно производить по различным обобщенным зависимостям .

При бетонной спиральной камере общую массу турбины можно определить по формулам:

- ПЛ 10+ПЛ 40;

- ПЛ 50+ПЛ 80.

Если спиральная камера металлическая, то необходимо включать ее вес в общую массу турбины:

Для радиально- осевых турбин, с учетом того, что спиральная камера металлическая:

- РО 45+РО 230;

- РО 310+РО 700.

Если спиральная камера бетонная, то ее массу необходимо вычесть из общей массы:

Масса рабочего колеса определяется по зависимости (8):

- для ПЛ турбин;

- для РО турбин.

Общая масса диагональных турбин на 10-15%, а масса рабочего колеса на 25-40% больше, чем у ПЛ турбин.

9. ТУРБИННЫЕ КАМЕРЫ ГЭС

Одним из основных элементов проточного тракта турбины является турбинная камера. Турбинные камеры служат для равномерного подвода воды к направляющему аппарату и рабочему колесу турбины с минимальными потерями напора. Ширина турбинной камеры определяет ширину гидроагрегатного блока, а следовательно, длину здания ГЭС. Спиральные камеры примыкают к статору турбины. На ГЭС обычного типа применяются спиральные камеры таврового или круглого поперечного сечения. Спиральные камеры таврового поперечного сечения применяются при напорах 4-80 м, в основном для ПЛ турбин, и выполняются бетонными (железобетонными). При напорах Н>50 м камеры внутри полностью облицовываются металлом. Формы спиральных камер таврового сечения бывают: развитая вниз с постоянной отметкой потолка, развитая вверх с постоянной отметкой пола, с изменяющейся отметкой пола и потолка. Выбор формы определяется условиями наивыгоднейшей компоновки гидротурбинного блока.

Спиральные камеры круглого поперечного сечения выполняются металлическими и применяются при напорах 40-700 м. Они могут быть сварными или литыми (для м).

Турбинные камеры характеризуются углом охвата спирали , отсчитываемого от входного сечения 0-0 до концевого 0-А (рис.6,7).

Рис.6. Графическое определение размеров

бетонной спиральной камеры

Угол охвата спирали зависит от максимального напора, скорость во входном сечении так же, как и ширина камеры - от расчетного напора. При ширине камеры таврового сечения 10 м в ней у стыка вливается промежуточный бычок толщиной - для уменьшения массы затворов. Расстояние от оголовков бычка до оси агрегата . Очертания спиральной части камеры рассчитываются по закону постоянства средней скорости

где - средняя скорость воды во входном сечении.

Значительные скорости в спиральной камере недопустимы изза увеличения в ней потерь напора. Однако слишком малая скорость приведет к увеличению площади сечения спирали, а следовательно,

Рис.7. Стальная турбинная камера

и . Поэтому при малых расходах экономичнее применять спиральные камеры с большим углом охвата; а на ГЭС с большими расходами . Величины ,,в общем случае выбираются технико-экономическим расчетом. Отечественный и зарубежный опыт проектирования и эксплуатации ГЭС привел к выработке рекомендации по выбору и в зависимости от напоров (рис. 8, 9). Металлические спиральные камеры выполняются с углом охвата -, железобетонные с Y, зависящим от (рис.10) .

Поскольку спиральная камера примыкает к статору турбины, необходимо знать основные его размеры: - высота определяемая по табл.1,2,3; диаметры расположения входных и выходных

сечении спирали от напора

Рис.9. Зависимость ширины турбинной камеры от напора

Рис.10.Зависимость угла схвата бетонных

спиральных камер от напора

кромок колонн статора (см. рис.6,7).

Для бетонных камер:

;

Для металлических камер:

;

Расчет очертания камеры сводится к определению радиусов, описывающих спираль, и размеров любого сечения спирали.

Наиболее простым способом расчета турбинной камеры таврового сечения является графический способ. Определяется площадь входного сечения спирали:

где - расход турбины на режиме ее максимальной мощности при расчетном напоре.

и определяются по графикам на рис.8 и 10. Строится входное сечение спирали с площадью (см. рис.6). При этом необходимо учитывать следующие рекомендации: %, %, С учетом этих рекомендаций реализуется рассчитанная площадь входного сечения, задается закон изменения отметок пола и потолка спирали и наносятся промежуточные сечения (сечения 1,2,3,4). Под чертежом входного сечения строится сдвоенный график

и ,

причем вертикальная ось совпадает с линией , сечениям 1,2,3,4 и входному будут соответствовать радиусы Геометрически определяются площади и их величины откладываются на оси . При =0 радиус . Получив таким образом 6 точек и соединив их, построим первый график. Второй график есть прямая, что видно из формулы (3). Имея сдвоенный график для каждого , можно определить и построить спираль в плане.

Расчет металлической спиральной камеры ведется аналитически (см. ниже):

Расчетная формула	град

Здесь - радиусы, определяющие размеры спирали в любом сечении;

- радиус, описывающий спираль в плане;

- скорость во входном сечении спирали, определяемая по графику

(см. рис.8);

- угол охвата спирали, принимаемый равным ;

- угол, отсчитываемый от входного сечения до данного

Под данными таблицы строится очертание спирали в плане и в поперечном сечении (см. рис.7).

10. ОТСАСЫВАЮЩИЕ ТРУБЫ

На ГЭС чаще всего применяются изогнутые отсасывающие трубы, обеспечивающие организованный отвод воды от рабочего колеса в нижний бьеф. Их размеры определяются заводами- изготовителями турбин на основе модельных исследований. Заводами рекомендуется отсасывающие трубы с коленами различного типа.

Отсасывающие труба состоит из конического диффузора А, колена Б и отводящего диффузора В. В любом сечении конический диффузор имеет круглую форму. Его основными размерами являются - диаметры входного и выходного сечений диффузора; - высота. В колене сечение от округлой формы переходит в прямоугольную. Основные размеры приведены на рис.11. Выходной диффузор в сечении имеет прямоугольную форму. Его размеры: - ширина диффузора, и - высота прямоугольной части турбины во входном сечениях. Отсасывающие трубы в плане могут быть симметричными и несимметричными относительно оси турбины. Совпадение оси турбины и оси входного диффузора зависит от компоновки гидротурбинного блока здания ГЭС.

При ширине отводящего диффузора более 10-12 м в нем, с целью уменьшения веса затвора и грузоподъемности крана, устанавливается промежуточный бычок, на толщину которого увеличивается ширина диффузора. Бычок устанавливается в середине пролета диффузора. Ширина бычка “в” принимается (0,1-0,15). Расстояние от оголовка бычка до оси агрегата . Размеры приведены в табл.1,2. Высота конического диффузора определяется как разность:

Размеры отсасывающих труб, рекомендуемые турбостроительными заводами, приведены в табл.6.

Наиболее характерным размером отсасывающей трубы, определяющим ее КПД, является общая высота h. Многочисленные исследования отсасывающих труб показали, что высота трубы существенно влияет на КПД турбины. Ее увеличение ведет к увеличению КПД . Рост КПД для турбин с высокой пропускной способностью >800 л/c (рис.12) настолько значителен, что необходимо рассчитывать целесообразность увеличения высоты трубы. С другой стороны, это увеличение ведет к росту капитальных вложений в строительства здания ГЭС, за счет общего объема бетонных и земельно-скальных работ. Поэтому оптимальная высота отсасывающей трубы h_опт может отличаться от значений, приведенных в табл.6. h_опт определяется технико-экономическим расчетом. Критерием оптимальности является минимум функции . - выигрыш в затратах при увеличении h. очевидно имеет знак “минус”. В - стоимость дополнительно вырабатываемой энергии за счет увеличения КПД.

З = З_min - З_i,

где З_min - затраты при минимальной высоте отсасывающей трубы

(исходя из рис.12 h_min =1,5-1,7);

З_i - затраты для высот h_i.

Изменение затрат определяется по известно формуле :

З=Е_н К+ U

Изменение h ведет к незначительным изменениям ежегодных издержек, поэтому ими можно пренебречь, увеличение капитальных вложений для более высокой трубы определяют исходя из увеличения объемов бетонных V_б и земельно-скальных работ V_ск. Стоимость дополнительной выработки электроэнергии определяется:

В=9,81Q_ТH_Р tЦ