книги из ГПНТБ / Пылаев, Н. И. Кавитация в гидротурбинах

регулирования сопротивления сети стенда при истытаниях обра­ тимых гидромашин в насосном режиме. Насос расположен на ветке трубопровода 15, обводящей главные насосы. Направление подачи насоса противоположно направлению подачи главных насосов. Таким образом, стенд позволяет снять полную характе­ ристику Q— Н гидромашины. Для регулирования давления над

нижним бьефом модельной турбины стенд оборудован вакуум­ ными насосами.

Для того чтобы при значительных разрежениях на выходе из турбины насосы не попадали в тяжелые кавитационные условия, они располагаются на 10— 15 м ниже экспериментальной турбины, так, чтобы статический подпор полностью компенсировал вакуум в зоне турбины. Напорная ветка между насосами и турбиной включает в себя горизонтальный подводящий трубопровод 1, ресорбер 2, вертикальный трубопровод 3, напорный бак 5 и конфузорный переходник 6 к_модели турбины.

132

В процессе кавитации происходит выделение газа из раствора, поэтому в замкнутых кавитационных установках во время опытов непрерывно возрастает содержание в воде нерастворенного воз­ духа. Для того чтобы этот процесс компенсировать, в круг цир­ куляции многих установок включены большие емкости (ресорберы), которые поток проходит с малыми скоростями и под значи­ тельными давлениями. В ресорберах происходит растворение выделившегося в рабочей зоне газа. К сожалению, ресорбер тоже не решает полностью проблему. Спектральный состав пузырьков газа выходящей из ресорбера воды отличается от спектрального состава реальной воды, поступающей в гидротурбину в эксплу­ атационных условиях. Напорный бак должен иметь достаточно большую площадь поперечного сечения, чтобы обеспечить воз­ можность выравнивания потока на входе в модельную турбину с помощью конфузорного переходника со значительным поджатием. Отводящая ветка от турбины до насосов включает в себя вакуумный бак 9 с дополнительной емкостью 8, колено 10, вер­ тикальный трубопровод 11.

Цилиндрический вакуумный бак 9 коленом 10 соединяется с отводящим трубопроводом 11. Над вакуумным баком преду­ смотрена дополнительная емкость в виде цилиндрического бака 8, который трубами 7 сообщается с основным баком. Дополнитель­ ная емкость имеет целью предотвратить захват воздуха прохо­ дящим потоком из зоны над нижним бьефом при больших расходах.

Напорный и вакуумные баки снабжаются смотровыми окнами для наблюдений за состоянием воды и ее поверхности в верхнем

инижнем бьефах.

Внижней части отводящий трубопровод 11 разветвляется на три нитки 12, подводящие поток к трем насосам.

При кавитационных исследованиях важное практическое зна­

чение имеет степень прозрачности воды. Поэтому принимаются специальные меры для очистки воды: или внутренние поверх­ ности стенда защищаются от коррозии специальными покрытиями, или трубопроводы изготовляются из нержавеющей стали.

Прежде чем начинать кавитационные исследования, на стенде снимается обычная энергетическая характеристика при заведо­ мом отсутствии кавитации. Определяется к. п. д. в функции от приведенных расхода и числа оборотов. К. п. д. подсчитывается по формуле

ного устройства I является характеристикой данной установки и не меняется в процессе опытов.

Таким образом, при испытаниях на каждом установившемся режиме работы турбины определяются четыре величины: расход Q, напор Н, число оборотов п и нагрузка Р. Расход замеряется

.133

с помощью расходомера Вентури 4 (рис. IV.9). Расходомер расположен в средней части вертикального напорного трубо­ провода на расстоянии более десяти диаметров трубопровода от ресорбера снизу и от колена сверху. Перепад давления на расходо­ мере замеряется дифференциальным манометром. Чтобы охватить весь большой диапазон изменения расходов, в манометре исполь­ зуются разные жидкости с разными удельными весами: ртуть Hg, тетрабромэтан С2Н 2Вг4 и четыреххлористый углерод СС14.

Напор на рассматриваемом стенде определяется как перепад давления между напорным и вакуумным баками и замеряется с помощью дифференциального чашечного ртутно-водяного мано­ метра. При проведении серии испытаний напор обычно поддер­ живается постоянным.

Скорость вращения модели измеряется стрелочным тахометром или суммирующим счетчиком.

Крутящий момент на валу модельной турбины определяется весовым способом с помощью балансирного генератора постоян­ ного тока путем измерения тормозного момента на одноплечном рычаге. В систему измерения момента может быть дополнительно встроен сильфон с подключенным к нему U-образным ртутным манометром, позволяющим производить отсчеты момента при нену­ левом положении рычага. Недостающий или излишний при этом груз на чаше весов определяется по предварительно тарирован­ ному сильфонному манометру.

В результате испытаний'получаются семейства рабочих кри­

По рабочим кривым и линиям открытия строится в дальнейшем энергетическая универсальная характеристика (рис. II.3 — II.5).

По полученной энергетической характеристике выбираются режимы работы, подлежащие кавитационным исследованиям. На каждом из выбранных режимов, характеризуемом открытием направляющего аппарата, углом установки лопастей рабочего колеса и приведенным числом оборотов, снимается срывная кавитационная характеристика (рис. III.5) — зависимость ка­ кого-либо энергетического параметра от кавитационного коэф­ фициента установки,

где В — напор, соответствующий атмосферному давлению; Hv—■ напор, соответствующий вакууму над нижним бьефом турбины,

134

Атмосферное давление измеряется барометром, вакуум — ртутно­ водяным чашечным дифференциальным манометром, чашка ко­ торого соединена с атмосферой. Давление парообразования бе­ рется по табл. III. 1 в соответствии с замеряемой температурой воды. Полное воздухосодержание воды стенда определяется с по­ мощью прибора типа Ван-Слайка [18].

При испытаниях с помощью вакуумных насосов над нижним бьефом создается пониженное давление, которое затем дискретно изменяется. Обычно снимается 10—12 режимных точек. При испы­ таниях поддерживается постоянным приведенное число оборотов п{ (или приведенный момент УИ[) и фиксируются другие энергети­ ческие параметры — к. п. д. г), приведенный расход QJ, приведен­ ный момент М{ (или приведенное число оборотов п\). Строятся зависимости ц, Q[, М{, п{ от ауст. В некоторый момент энергети­ ческие параметры начинают меняться. Если срывная характе­ ристика получается подобной той, которая представлена на рис. III.5, то крайнее значение кавитационного коэффициента установки ауст, при котором при уменьшении давления над ниж­ ним бьефом еще не изменяются энергетические параметры, при­ нимается за критическое значение, равное кавитационному коэф­ фициенту турбины атурб. Таким образом, после испытаний на многих режимах получается зависимость кавитационного коэффи­ циента турбины от режима работы турбины. По данным испыта­

кривых для разных углов установки лопастей поворотнолопаст­ ного рабочего колеса. Там же нанесены соответствующие энерге­ тические характеристики с огибающей кривой. Точки касания огибающей кривой являются комбинаторными. Проектируя их на линии сгтурб = / (Q[) при каждом значении <р, определяются комбинаторные значения кавитационного коэффициента и зави­ симость ст1урб = / (QJ) для комбинаторных режимов. Далее на

энергетическую универсальную характеристику наносятся линии

атУРб= const (рис. II.3, II.4).

Кавитация оказывает существенное влияние на разгонное число оборотов. При разгоне сильно возрастает неравномерность потока за рабочим колесом, что обусловливает интенсивную кавитацию. Поэтому разгонные характеристики турбины необходимо опре­ делять на кавитационных стендах в зависимости от кавитацион­ ного коэффициента 17]. Испытания на энергетическом стенде дают завышенные значения разгонных чисел оборотов.

Сопоставление различных схем и конструктивных особенно­ стей отечественных и зарубежных турбинных кавитационных стен­ дов проведено в работе [41 ].

Такие четкие срывные кривые, как представлено на рис. III.5, встречаются далеко не всегда. Часто по срывным кривым затруд­ нительно достаточно точно определить момент начала влияния кавитации на энергетические параметры.

135

QmypS

0,8

0,7

0,6

0,5

0,0

0,3

о,г

0,f

Рис. IV. 10. Построение комбинаторной зависимости отурб = / (QJ)

На рис. IV. 11 представлены различные типы срывных харак­ теристик, встречающиеся на практике [74]. Тип I можно назвать классическим. Здесь так же, как и на примере рис. III.5, энерге­ тический параметр (в данном случае приведенное число оборотов) при сгкр начинает резко уменьшаться. Тип II тоже довольно часто встречается. Он характерен тем, что на некотором участке

денных расходов и высоких приведенных чисел оборотов. Ока­ залось, что на тип срывной характеристики влияет форма камеры рабочего колеса диагональной турбины. Например, для рабочего колеса Д45-1038 в камере с диаметром горловины Dr = = 0,980 D x в зоне больших расходов подавляющему большинству

вызывает затруднений, то при втором и третьем типах возможны различные решения задачи. Например, в проекте международ­ ного кода модельных испытаний гидротурбин [42], при анализе кривых типа II, где за характерный энергетический параметр

[37

ние к. п. д. на 1% от максимума или от величины as; os —• пере­ сечение линии спада с линией r| — const.

В международном коде нет указаний о том, какое из этих зна­ чений следует принимать. Предлагается решать этот вопрос в каж­ дом конкретном случае путем договоренности между заказчиком и поставщиком. В практике ЛМЗ обычно принимаются величины oi или ст° как наиболее четко выраженные и хорошо повторяющиеся при эксперименте. Мнение о том, что надо выбирать величины сг; или о' на том основании, что они якобы обеспечивают работу

к. п. д. сохранится неизменным даже при значительном срыве мощности [51]. Такая неопределенность кривых г) = / ( ауст) привела к тому, что для определения значения сгтурб чаще поль­ зовались кривой п{ = / (сгусх). Обе кривые снимаются одновре­ менно. Опыт показывает, что расхождения между величинами атурб, определенными по кривым г) = / (ауст) и п{ = f (сгуст), невелики и носят случайный характер— разность между этими величинами бывает равновероятно положительной и отрицательной [62]. Однако в последнее время рекомендуется за определяющие при­

При снятии срывной кривой технически удобнее идти от больших вакуумов к меньшим, хотя в реальных условиях дей­ ствующей турбины важнее знать момент начала изменения энерге­ тических параметров при увеличении вакуума. Специальные

138

исследования показали, что гистерезис проявляется в редких слу­ чаях и величина его незначительна. Гистерезисом обычно прене­ брегают. Но замечено, что при повышенном воздухосодержании роль гистерезиса возрастает. Поэтому в отечественной практике не рекомендуется проводить испытания при воздухосодержаниях, больших чем а = 1,0—f-1,2 %. Воздухосодержание меньше, чем а = 0,2%, тоже не рекомендуется, так как в этом случае свойства воды начинают заметно отличаться от свойств воды в натурных условиях. Полученные значения кавитационного коэффициента турбины корректируются при построении экспериментальных кривых.

Таким образом, экспериментальное определение кавитацион­ ного коэффициента турбины в некоторой степени неопределенно. Сравнивая турбины, их модификации по величинам кавитацион­ ного коэффициента, необходимо знать, как выбирались эти ве­ личины по срывным кривым. Если это не принимать во внимание, то можно прийти к ошибочным выводам.

Действительно, при принятой методике различным типам срывных характеристик соответствует различная величина изме­ нения в критическом режиме сткр энергетического параметра. При первом типе значение параметра совпадает с его значением

лагают при всех типах срывных характеристик принимать зна­ чения окр соответствующими одинаковому изменению энергети­ ческого параметра. В работе [74] обработаны одни и те же резуль­ таты экспериментальных исследований четырех модификаций диагональной турбины сперва обычным способом (рис. IV.13, а), а потом, назначая критические кавитационные режимы в точках, соответствующих началу изменения приведенных оборотов Лп[ =

лучшим оказывается рабочее колесо Д45-14, а при больших рас­ ходах (более 1000 л/с) — рабочее колесо Д45-1038а (с девятью лопастями вместо десяти, как у рабочего колеса Д45-1038). Нако­ нец, по рис. IV. 13, в рассматриваемые варианты практически равноценны.

Для более обоснованного анализа экспериментальных резуль­ татов целесообразно обычные кавитационные характеристик и дополнять кривыми, соответствующими началу изменения

139

Рис. IV. 13. Зависимости <7тур6 = / (QJ) при п{ = const и раз­

личных способах назначения величины критического кавита­ ционного коэффициента

140

Энергетического параметра и наперед заданной величине его падения (например, на 1%).

Совокупность этих трех характеристик позволит получить более обоснованное представление о характере воздействия кави­ тации на энергетический параметр и уменьшить степень субъек­ тивности при назначении кавитационного коэффициента турбины.

Иную методику определения критического значения кавита­ ционного коэффициента установки предложил А. Д. Перник [48]. По этой методике следует снимать обычные энергетические харак­ теристики модельной турбины (рабочие кривые, линии открытия) при различных, наперед заданных значениях вакуума над нижним бьефом Hv. При малых нагрузках (при больших значениях п\) кривые, снятые при различных значениях вакуума, совпадают с кривыми, полученными при предварительных энергетических испытаниях при заведомом отсутствии кавитации. Затем при некотором значении п\ кривые п{ = / (Q(, HL) и т) = / {п{, Нг) начинают трансформироваться. Предложенная методика дает дополнительную интересную информацию о кавитационных каче­ ствах исследуемых вариантов модельных турбин. Однако по тех­ ническим причинам пока не удалось более детально ее отработать и использовать при исследованиях турбин разных быстроходно­ стей. Работы в этом направлении предполагается продолжить.

Проблемы масштабного эффекта кавитации требуют допол­ нять в той или иной степени лабораторные исследования испыта­ ниями в натуре. Технические возможности натурных исследова­ ний значительно более ограничены, чем лабораторных, и требуют специальных методов. Энергетический метод в натурных усло­ виях можно применять в очень редких случаях и только в сильно трансформированном виде. Испытания проводятся в несколько

в данный период на ГЭС. При испытаниях снимается зависимость к. п. д. или относительного к. п. д. от мощности при разных зна­ чениях высоты отсасывания с доведением этой зависимости по возможности до кавитационного срыва. По месту отхода кривой т1 = f (N) при кавитации от той же кривой без кавитации опре­ деляется кавитационный коэффициент турбины сгтурб, который можно сопоставить с коэффициентом, полученным при модельных испытаниях. Одновременно уточняются пределы режимов работы данной турбины без снижения к. п. д. из-за кавитации.

Рассмотренный здесь энергетический метод исследования кави­ тации является основным в гидротурбостроении. Но кроме того, что он обладает рядом недостатков, о которых говорилось выше, этот метод не указывает конкретных путей совершенствования проточной части, не дает никаких сведений о качестве проточной части в отношении разрушающей способности кавитации.

Энергетический метод, являющийся по существу интегральным, должен быть дополнен дифференциальными методами иссле­

141