книги из ГПНТБ / Стеклов, М. Л. Горизонтальные гидравлические турбины. Конструкция и расчет

Для удобства пересчета с модели на натурную турбину поль­ зуются коэффициентами Ср и Ст, определяемыми эксперимен­ тально (рис. V.9, а, б).

Ср — коэффициент гидравлического усилия, зависящий от формы лопатки и угла открытия а 0; Ст — коэффициент гидравлического момента, зависящий от формы лопатки, расположения оси пово­

где D x — диаметр рабочего колеса, м; Q\ — приведенный расход, л/с; Н — напор, м.

Для определения реакций в опорах лопатки и потребного усилия сервомотороз лопатка рассматривается как двухопорная балка, на которую действуют гидравлическая распределенная нагрузка Р и часть усилия сервомоторов, приходящаяся на одну лопатку, Рс. Гидравлическая распределенная нагрузка заме­

няется гидравлической си­ лой Рг, приложенной в центре давления пера ло­ патки, с координатой xs

(см. рис. V.7, а, б).

ПО

Силы трения всегда направлены в сторону, противоположную вращению лопатки, поэтому их следует отдельно рассматривать при движении на открытие и на закрытие направляющего аппа­ рата.

Момент трения в опорах определяем с учетом влияния силы Рсг. Для двухопорной лопатки

Исследования на действующих ГЭС показали, что для предва­ рительных расчетов независимо от материала трущихся пар следует принимать во всех случаях f — 0,15.

Для определения реакций составим уравнения равновесия лопатки как двухопорной балки (см. рис. V.7). В плоскости перпен­ дикулярной оси профиля лопатки на нее действует гидравлическое

гдеф — угол установки рычага (рис. V.10). Силами, действующими в плоскости оси профиля лопатки, пренебрегаем.

Уравнения моментов относительно опор А я В имеют вид:

Подставляя эти значения в выражение (V.7) и заменяя Р'сг через Р сг по формуле (V.8), получим

(V. 14)

В — ~вт Ш А*. д) dA-f- /ц. дdB].

21

Подставляем выражение (V. 13) для момента трения в уравне­ ние равновесия (V.6) и решаем полученное уравнение относительно усилия серьги Рсг

Ш

Потребное давление масла в сервомоторе определится при делении усилия сервомоторов на их рабочую площадь Fc

из-за малости этих углов; я — малая величина, близкая к нулю. Тогда формулы (V.20) и (V.21) получают вид

z0Dc (+ M v-f ВРТ) cos р

(V.23)

Минус соответствует ходу лопатки на закрытие, плюс — на открытие.

Потребное давление в сервомоторе при тех же практических расчетах определяется по формуле

(V.24)

где Ар — поправка на неучтенное трение в опорах регулирую­ щего кольца, шарнирах механизма поворота, опоре рычага, самом сервомоторе и на ухудшение смазки цапф лопаток в про­ цессе эксплуатации.

При сдвоенных сервомоторах с кулисной связью между ними и регулирующим кольцом следует принимать Ар = 0,2/;ном. При Рном = 40 кгс/см2 Лр = 8 кгс/см2. При сервомоторах с шарнир­ ной связью Ар = 0,15рном или Ар = 6 кгс/см2.

Опыт показал, что запас давления сервомоторов по отношению к потребному для обеспечения нормальной работы системы регули­ рования должен составлять не менее 60%.

k — Рном 25 1, 6.

P

Если диаметром сервомотора задаются, то известна, следо­ вательно, площадь двух сервомоторов Fc. Тогда для прямоосных одинарных сервомоторов или для прямоосных сдвоенных потреб­ ное усилие определяется по формуле (V.24). Если же диаметр сервомотора необходимо определить, то решается обратная за­ дача.

В капсульных гидротурбинах не применяют, как правило, более двух сервомоторов.

аппарата — в 4— 6 положениях, выбранных равномерно в интер­ вале от нулевого до максимального открытия.

Расчет производится по формуле (V.23) для трех напоров: максимального, расчетного и минимального.

Т а б л и ц а V.l

Результаты расчета потребного усилия сервомотора

20k = Рном : (19)

Пр и м е ч а н и е . Цифры в скобках соответствуют поряяковому номеру в дан­ ной таблице.

Результаты подсчета записываются в таблицу. Углы р, <р и ф определяются построением кинематики направляющего аппа­ рата или аналитическим расчетом (табл. V.1).

Для надежного уплотнения лопаток при закрытом положении направляющего аппарата сервомотор должен закрывать их с на­ тягом. Потребное для уплотнения усилие определяется по формуле

q — ширина площадки примыкания; Ь0—•высота лопатки; р г — давление примыкания лопаток.

Для создания натяга давление при примыкании лопаток при­ нимается на 30% больше максимального статического напора

114

перед направляющим аппаратом

Р1 1!^Т^макс!

где 7 — удельный вес воды.

Момент уплотнения на лопатке равен

Поскольку момент М упл действует при закрытии направляющего аппарата, то он алгебраически складывается с М г в формуле (V. 15)

поделив его на площадь сервомоторов при ходе на закрытие, получим потребное давление для закрытия направляющего аппа­ рата с затягом лопаток для защиты от протечек. Должно быть соблюдено условие, чтобы это давление было меньше Р ном.

Обычно при определении потребного давления на закрытие дополнительная его величина Р упл в выражении (V.25), которая нужна для создания затяга, не учитывается, так как при аварий­ ном закрытии создавать натяг нет необходимости, а при нормаль­ ном регулировании давление в котле МНУ поднимается до номи­ нального.

Расчет лопатки направляющего аппарата. Лопатка рассматри­ вается как двухопорная балка переменного поперечного сечения. На нее действуют распределенная гидравлическая нагрузка и усилие серьги, передаваемое через накладку рычага и рычаг. Интенсивность гидравлической нагрузки в сечении i— i (рис. V.7, б) равна

где Q — центральный угол кольцевого сектора лопатки в радиа­ нах (рис. V.7, а).

Лопатка наиболее нагружена при максимальном напоре с уче­ том повышения давления, когда направляющий аппарат закрыт.

Усилие серьги Рср определяется по формуле (V.26), в которой учитывается момент уплотнения. Реакции опор лопатки при ходе на закрытие определяются по формулам (V. 11) и (V. 12). Эти вели­ чины рассчитываются для тех же открытий направляющего аппа­ рата, при которых ранее определялось усилие Р ср. Они заносятся в таблицу, а затем строятся графики зависимости этих сил от угла открытия лопаток а 0 (табл. V.2).

Т а й л и ц a V.2

Определение реакций опор лопатки

Величины Ra и Rb главным образом зависят от усилия Рсг, которое имеет наибольшее значение при # макс. Поэтому при других напорах реакции не определяют. Для расчета лопатки

116

где Pri — приведенная гидравлическая сила на участке лопатки справа от сечения i—i\ ht — расстояние от точки приложения PTi до сечения i— i (см. рис. V.7);

где

■ — B+Jj

cpi — 2

Приведенная гидравлическая сила равна

Здесь Ft — площадь кольцевого сектора пера лопатки, равная

(V.32)

Моменты сопротивления сечений лопатки рассчитываются методами сопротивления материалов. Обычно лопатки разных направляющих аппаратов разных турбин геометрически подобны. Поэтому момент сопротивления лопатки в сходственном сечении вновь проектируемой гидротурбины можно пересчитать из момента сопротивления лопатки, спроектированный ранее, по формуле

где WM— момент сопротивления сечения лопатки, спроектирован ной ранее или модельной; DlM—-диаметр рабочего колеса турбины, лопатка которой принята для пересчета; D l —диаметр рабочего колеса вновь проектируемой турбины.

Напряжения изгиба

Значения приведенных гидравлических сил, координаты точек их приложения, изгибающих моментов, моментов сопротивлений

инапряжений в отдельных сечениях лопатки также записываются

втаблицу. По результатам расчета строится эпюра напряжений по длине лопатки.

Вместе перехода пера лопатки в цапфу, на которой установлен рычаг, действует крутящий момент

Для прочности лопатки наиболее опасными режимами являются: закрытый направляющий аппарат при максимальном

117

tianope с повышением давления, открытый направляющей аппарат при действии максимального гидравлического момента и при срезе пальца. Величины гидравлических моментов выбираются из гра­ фиков, моменты трения определяются по формуле (V.7).

Напряжение кручения в цапфе равно

аппарата, при котором имеют место наибольшие усилия, дей­ ствующие на лопатку. Наряду с этим опыт эксплуатации показы­ вает, что наибольшие напряжения в деталях механизма поворота направляющих лопаток возникают при полном закрытии напра­ вляющего аппарата и зависят от давления в сервомоторах. При полном закрытии давление, а также усилие в сервомоторах дости­ гают максимального значения, на которые следует рассчитывать указанные детали.

Расчет деталей механизма поворота. Детали механизма пово­ рота лопаток направляющего аппарата рассчитываются на два случая нагрузок: при максимальном усилии сервомотора и уси­ лии на серьге, разрушающем срезной палец. В расчете следует принимать значение Рсг при максимальном давлении масла в сер­ вомоторах. Расчет Рсг при нормальной работе производится для определения коэффициента запаса по потребному усилию. Если по какой-либо причине усилие сервомотора распределяется по лопаткам неравномерно (технологическая неодинаковость различ­ ных элементов механизма, попадание посторонних тел между закрывающимися лопатками), то одна или несколько лопаток

118

могут оказаться сильно перегруженными. Тогда вступает в дей­ ствие защитное устройство — срезной палец, который рассчиты­ вается на определенное срезное усилие и разрушается, если на­