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

Если рассматривать I как мощность импульсов (вплоть до самых слабых), разрушающих свинец, то следует принять наи­ меньшее значение а = 5. Для материалов повышенной прочности показатель а нужно увеличить (для латуни а — 6,6; для нержаве­ ющей стали —7).

212

27. СОЗДАНИЕ АНТИКАВИТАЦИОННЫХ ЛОПАСТНЫХ СИСТЕМ

Основной задачей при создании лопастной системы является обеспечение требуемой мощности. Но при этом необходимо, вопервых, чтобы энергетические качества турбины были достаточно высокими и, во-вторых, чтобы кавитационные характеристики были удовлетворительными.

Основным средством достижения указанных целей являются экспериментальные исследования, анализ и обобщение накоплен­ ного опыта. Существенную помощь оказывают при этом теория рабочего процесса, методы расчета обтекания. Они позволяют правильно ориентироваться в обилии экспериментального мате­ риала, разрабатывать основные направления дальнейших экспе­ риментальных исследований. Решать задачу чисто расчетным путем пока не представляется возможным, и, по-видимому, в ближайшее время не появится такая возможность. Дело в том, что существу­ ющие методы расчета обтекания предполагают жидкость, вопервых, идеальной, и во-вторых, некавитирующей. В действитель­ ности, вязкость вносит существенные коррективы в энергетические характеристики. Характер возникающей на лопастях кавитации тоже в большой степени зависит от особенностей пограничного слоя. С другой стороны, и сама кавитация оказывает обратное влияние на параметры обтекающего потока.

Однако сочетание расчетных и экспериментальных методов позволяет выработать полуэмпирический подход, когда по пара­ метрам течения, полученным для идеальной, некавитирующей жидкости, можно прогнозировать характер кавитационного обте­ кания вязкой жидкостью лопастей гидротурбин.

Из двух лопастных систем лучшей в кавитационном отношении является та, у которой при интересующем режиме работы по универсальной характеристике:

1) кавитация начинается при меньших значениях кавитацион­

ного коэффициента установки аусг (меньшее значение а туРб); 2) кавитация начинает сказываться на энергетические пара­

метры при меньших значениях кавитационного коэффициента установки Оуст (меньшее значение 0турб);

214

3)при значениях кавитационного коэффициента установки,

заключенных в интервале о Турб ^3= ОуСХ ^ сгТурб, имеют место наименее эрозионноопасные формы кавитации с более удовлетвори­ тельной локализацией.

Величина теоретического кавитационного коэффициента тур­ бины сг?уРб определяется по формуле (11.14) при известной рас­ четной эпюре распределения давления. Чем более выравнена эпюра на стороне разрежения, тем меньше величина сг*урб.

Величина кавитационного коэффициента турбины сгт>1рб опре­ деляется экспериментально при испытаниях на кавитационном стенде. Чем более выровнен поток за рабочим колесом, сходящий с лопастей, тем меньше величина атурб, тем она ближе к предельному значению сг1; определяемому по фор­

мулам (IV. 13),(IV. 14),(IV. 16). Достиг­ нутый уровень в этом отношении отражен в номенклатуре реактивных гидротурбин (п.8).

Экспериментальные исследования решеток профилей позволяют связать расчетную эпюру распределения дав­ ления с формой возникающей кави­ тации. При наличии пика разреже­ ния создается пленочная, связанная с профилем кавитационная каверна.

Характер каверны, ее эрозионная опасность зависят от параметров пика разрежения. Исходя из условий формирования пограничного слоя на входной кромке лопасти, в работе [85] выведен следующий параметр для характеристики возникающей кавитации:

профиля М (рис. V I.1), отнесенное к длине профиля; pmin — минимальный коэффициент давления, характеризующий пик раз­ режения.

Считается, что пик разрежения имеет место на носике профиля, где теоретическая скорость обтекания максимальна.

Экспериментальные исследования показали, что с увеличением параметра Ф кавитация переходит от гладкой пленочной каверны формы II к более вихревым формам I I I и IV. При испытании решеток лопастных систем высоконапорных поворотнолопастных рабочих колес ПЛ642 и ПЛ646 оказалось, что срывная кавитация

215

Традиционные методы профилирования лопастей исходят из того, что при одинаковой нагруженности лучшим в кавитационном отношении является тот профиль, у которого более выровнена расчетная эпюра разрежения и соответственно больше минимальное давление (меньше теоретический кавитационный коэффициент). Между тем, как было показано выше (п. 3), при выровненной эпюре создается наиболее эрозиснноопасная пузырьковая форма кавитации. Причем, пузырьки генерируются в средней части профиля или в зоне ближе к входной кромке и замыкаются, про­ изводя разрушения, ближе к выходной кромке лопасти. В этом отношении значительно более благоприятны эпюры распределения давления, у которых максимум разрежения смещен к выходной кромке лопасти. Тогда замыкание кавитационных каверн будет происходить в основном за пределами лопасти и эрозия лопастей будет практически отсутствовать.

На некоторых радиально-осевых рабочих колесах такой эффект достигнут без ухудшения их энергетических качеств. Но даже если эрозия не будет устранена полностью, зона ее сместится к выходной кромке, где значительно легче восстанавливать по­ врежденную поверхность при ремонте.

Отсюда следуют пути создания антикавитационных лопастных систем на основе анализа расчетного обтекания. Пик разрежения на входной кромке должен быть таким, чтобы создавалась пленоч­ ная с гладкой поверхностью каверна или факельная кавитация. Минимум давления на стороне разрежения лопасти должен быть как можно ближе к выходной кромке. При этом абсолютная ве­ личина максимального давления должна быть по возможности больше. Следует стремиться к тому, чтобы поток на выходе из рабочего колеса был по возможности равномерным. Современные методы расчета позволяют создать такие лопастные системы.

Однако надо иметь в виду, что на кавитационные качества ло­ пастной системы очень большое влияние оказывают' технологи­ ческие отклонения при ее изготовлении. Из практики эксплуатации ГЭС известно, что номинально одинаковые лопасти одного и того же рабочего колеса часто подвержены существенно различным кави­ тационным разрушениям.

В осевых турбинах решающее влияние на эрозионную способ­ ность каверны оказывают условия обтекания входной кромки лопасти. Поэтому особое внимание при изготовлении и ремонтах лопастей следует обращать на качество выполнения входной кромки. Наличие на входной кромке волнистости, местных утоне­ ний и прочих дефектов поверхности приводит к возникновению местных очагов эрозии.

Экспериментальные исследования решеток профилей показали, что путем скругления входной кромки, которое приводит к умень­ шению величины и протяженности пика разрежения в широком диапазоне режимов^работы, можно добиться затягивания воз­ никновения кавитации и формирования менее эрозионноопасных

216

форм кавитаций. Если турбина работает в узком диапазоне ре­ жимов, можно соответствующим профилированием входной кромки уменьшить угол атаки и обеспечить значительное уменьшение интенсивности эрозии.

Подобная модификация входной кромки осуществлена на ло­ пастях рабочих колес Верхне-Туломской ГЭС и дала существен­ ный эффект.

Волнистость, шероховатость поверхности могут сыграть вред­ ную в кавитационном отношении роль не только в зоне входной кромки, но и в других частях лопасти. За местными неровностями происходит отрыв пограничного слоя. На осях вихрей образуются кавитационные каверны, которые, замыкаясь, производят кави­ тационные разрушения.

Из опыта эксплуатации известны эрозионные факелы за плохо заделанными монтажными отверстиями, за выступающими го­ ловками болтов, крепящих лопасть.

Для уменьшения вредного влияния щелевой кавитации не­ обходимо делать по возможности малые и равномерные зазоры лопасть—камера и лопасть—втулка. На турбинах ГЭС Джердап— Железные Ворота зазор лопасть—камера удалось снизить до 5— 6мм, т. е. до 0,0005^! вместо 0,00 по существующим нормативам.

Меридианное сечение проточной части в зоне рабочего колеса должно иметь удобообтекаемую форму с плавно искривленными образующими. С целью увеличения быстроходности рабочие кс леса турбин Красноярской ГЭС были сделаны с резко расши­ ряющейся выходной частью. Угол конусности а образующей наружного обода рабочего колеса был принят равным 20° вместо обычно применяющихся 12— 13°. В результате сразу за нижним кольцом направляющего аппарата поток отрывается, образуются между лопастями вихревые жгуты, приводящие к срывной кави­ тации и возникновению кавитационной эрозии.

Характер распределения давления по лопасти зависит от режима работы турбины. Желательно, чтобы на профилях всех решеток, составляющих лопастную систему в зоне эксплуатацион­ ных режимов, были аналогичные эпюры распределения давления,

.т. е. чтобы лопасть была как бы «равнопрочной» в кавитационном отношении.

Исследование некоторых из используемых в практике лопаст­ ных систем показывает, что они не удовлетворяют этому условию. Поэтому не удается найти такой режим работы, при котором эро­ зия отсутствовала бы или хотя бы существенно снижалась на всей лопасти в целом.

28. ВЫБОР РЕЖИМОВ РАБОТЫ ТУРБИН С ПОНИЖЕННОЙ КАВИТАЦИЕЙ

На эксплуатационной характеристике турбины нанесены линии постоянных значений предельной величины высоты отсасыва­ ния Hsдоп = const в зависимости от мощности и напора. Линии

217

означают, что на данном режиме, характеризуемом мощностью й напором, чтобы избежать падения к. п. д. из-за кавитации, высота отсасывания должна быть не больше, чем соответствующая допу­ стимая величина Hs ^ H SRon.

Величина Я 5Д0П определяется по формуле (11.22), куда входят полученная при эксперименте на модели величина кавитационного коэффициента турбины сгтурб и коэффициент запаса k a. Таким образом, эксплуатационная характеристика гарантирует при

теристика этого колеса, на которую нанесены линии режимов ра­ боты при расчетном напоре турбин шести гидростанций. Справа линии ограничены кавитационными условиями каждой конкрет­ ной ГЭС, т. е. тем, какую высоту отсасывания можно было при­ нять и какую максимальную мощность должна была развивать

меняется в тех или иных пределах в зависимости от гидрометеоро­ логических условий, изменяющихся по времени в каждом сезоне и в течение суток, от числа работающих агрегатов и их нагрузки. Допустим, однако, для простоты, что высота отсасывания остается неизменной при изменении мощности и равной своему предельному

218

значению при максимальной мощности. Тогда, так как в соответ­ ствии с универсальной характеристикой (рис. П.З) кавитационный коэффициент монотонно возрастает с ростом приведенного рас­ хода при всех шести рассматриваемых случаях, кавитационный коэффициент запаса kg будет уменьшаться с ростом мощности. Действительно, если высота отсасывания Hs постоянна, то в соот ветствии с формулой (II.5) при постоянных напоре Я и давлении парообразования кавитационный коэффициент установки ауст тоже не меняется. А так как кавитационный коэффициент тур-

Рис. VI.2. Зависимость величины ka от мощности для турбин некоторых ГЭС при номинальном напоре и фиксированных значениях Hs (см. табл. V I.1)

бины отурб возрастает с ростом расхода (мощности), то по фор­ муле (VI.2) коэффициент запаса ka уменьшается. На рис. VI.2 представлены кривые изменения ka в зависимости от мощности при оговоренных здесь допущениях для турбин рассматриваемых ГЭС, а также для турбины Верхне-Туломской ГЭС с рабочим ко­ лесом ПЛ646. По оси абсцисс отложена мощность в процентах, причем 100% соответствует максимальная мощность по эксплуа­ тационной характеристике. При ka = 1,0 запас по кавитации отсутствует. Из графика на рис. VI.2 видно, что разные кривые пересекают горизонтальную прямую ka = 1 при разных значениях относительной мощности. Если, например, для Кременчугской ГЭС точка пересечения характеризуется относительной мощно­

стью — 100% = 104,2%, т. е. запас по мощности составляет

'Vmax

4,2%, то для Борисоглебской ГЭС точка пересечения соответствует

-дД— 100% = 110%, т. е. запас 10%. При этом в случае Кремен-

*vmax

чугской ГЭС кавитационный коэффициент запаса при максималь­ ной мощности каном^ 1,167 (табл. V I.1) больше, чем в случае

219

ющие принятым кавитационным коэффициентам. Особенно боль-

= 14,5% (рабочее колесо ПЛ646). Если учесть возможные погрешности эксперимента и ошибки пересчета с модели на натуру, то фактический запас по мощности может оказаться еще

больше.

На некоторых гидростанциях были проведены натурные испы­ тания гидроагрегатов, в результате которых были определены, в частности, фактические запасы мощности по кавитационным условиям. На Верхне-Туломской ГЭС испытания проводились

видно, что при фиксированной высоте отсасывания Hs — —4,0 м

кавитации. При натурных испытаниях достигнута мощность

N = 69 МВт.

Аналогичная кривая для турбин Цимлянской ГЭС при напоре

бины Цимлянской ГЭС может быть увеличена в соответствии с ха­ рактеристикой до N = 46,5 МВт. Натурные испытания показали, что мощность турбин Цимлянской ГЭС можно довести до N =

— 46,5 МВт при напоре Я = 22,15 м без заметного снижения энер­ гетических качеств.

Запасы по кавитации позволили практически исключить кави­ тационные срывы мощности турбин в натурных условиях, однако о двух таких случаях уже упоминалось в п. 16 (Бухтарминская ГЭС, Иркутская ГЭС). Снижение к. п. д. из-за кавитации в экс­

220

плуатационных условиях трудно обнаружить без специальных

натурных исследований. Поэтому нельзя утверждать, что оно нигде не имеет места.

Опыт эксплуатации некоторых крупных гидростанций показы­ вает, что иногда бывает целесообразно иметь возможность уве­ личить мощность ГЭС сверх проектной номинальной для покры­ тия пиков нагрузки и сработки паводковых расходов. Кроме того, иногда фактический уровень нижнего бьефа оказывается по ряду причин ниже проектного. В таких случаях персонал ГЭС, ориен­ тируясь на заводскую эксплуатационную характеристику, огра­ ничивает мощность, не доводя ее даже до номинальной. Вскрытие

Рис. VI.4. Зависимость коэффициента запаса k0 от

мощности при различных его номинальных значе­ ниях £аном для турбины Цимлянской ГЭС

фактических запасов путем специальных натурных испытаний в подобных ситуациях может сыграть существенную положитель­ ную роль, позволит расширить зону допустимых режимов работы турбины по условиям кавитации в сторону увеличения мощ­ ности.

Проведению натурных испытаний должен предшествовать ана­

вышающей номинальную, необходимо установить допустимость этого по условиям работы генератора, по гарантиям регулирования, по прочности.

означают, что завод-поставщик гарантирует работу турбины без срыва мощности и даже без снижения к. п. д. из-за кавитации при любых Hs =<: Н8доа на соответствующих режимах работы. Гарантии даны с запасом, с учетом коэффициента незнания, т. е. действительное значение # 5Д0П, при котором начнется снижение

221