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

пульсаций незначительны и не превышают 1 % Я. Характер пуль­ сации осевой силы и колебания мощности аналогичны пульсациям давлений.

Нужно отличать вибрацию агрегата за счет пульсации потока от вибрации, связанной с электрическим, гидравлическим , механиче­ ским небалансом агрегата, а также вибрации, вызванные изломом линии валов агрегата. Эти вибрации, как правило, непрерывно растут с увеличением мощности агрегата и достигают максимума при Ятах.

Существуют несколько способов борьбы с пульсациями потока. Для ликвидации пульсаций давления под рабочим колесом, обра­ зовавшихся за счет центрального вихревого жгута, основным сред­ ством является впуск воздуха в зону повышенного разрежения. Впуск воздуха может осуществляться:

1)через конус рабочего колеса, при этом могут быть использо­ ваны центральное отверстие и боковые отверстия в конусе;

2)через крестовину из труб, установленную под рабочим ко­

лесом;

3)через отверстия на стенке отсасывающей трубы. Проведенные на ЛМЗ исследования эффективности перечислен­

ных способов впуска воздуха показали, что впуск воздуха через центральное отверстие конуса рабочего колеса обеспечивает почти полное гашение пульсаций при наименьшем, чем в других вариан­ тах, падении к. п. д.

Впуск воздуха под рабочее колесо турбин Братской ГЭС, осу­ ществленный через центральное отверстие конуса, снизил пульса­ ции давлений в проточной части до 1—3% Я. Колебания мощности при впуске воздуха снимаются полностью.

В то же время впуск воздуха под рабочее колесо не влияет на пульсацию потока, вызванную кавитационными полостями на входной кромке лопастей. Частота пульсации кавитационной ка­ верны на лопасти существенно выше частоты пульсации осевого вихря. Как будет показано в дальнейшем, частота пульсации кавитационной полости достигает в зависимости от скорости потока и размеров полости десятков герц. Если предположить, что пло­ щадь лопасти, занимаемая каверной, составляет 20x25 см, а ам­ плитуда пульсации изменяется от полного вакуума до половины напора, то при Я = 90 м пульсирующая нагрузка на лопасть со­ ставит примерно 2,5 тс. Такой вид нагрузки опасен с точки зрения усталостной прочности конструкции. Не исключены также и резо­ нансные явления.

Появление пульсирующей каверны особенно характерно для жестколопастных, радиально-осевых и пропеллерных турбин, если они работают в широком диапазоне напоров и мощностей. При этом возможно появление не одной, а нескольких каверн на лопасти. С изменением режима работы турбины будут меняться размеры и частота пульсации образовавшихся каверн, и возможно на каком-то режиме частота пульсации одной из каверн совпадет с собственной

30

частотой лопасти. Это неизбежно приведет к усилению вибраций агрегата и образованию трещин в лопастях.

Интересную работу по исследованию и устранению ненормаль­ ного шума и вибраций, возникших вследствие отрывного течения

борьбы с шумом — впуск воздуха, установка распорок между ло-

Рис. 1.12. Модификация входной (а) и выходной (б) кромок лопастей

Впуск воздуха, производимый в отсасывающую трубу, в верх­ нюю полость уплотнений, в спиральную камеру, существенного влияния на снижение шума не оказал.

Установка двух распорок на выходе из лопастного канала не изменила шума, распорка на входе существенно снизила шум, но после трех месяцев эксплуатации на распорках были обнаружены трещины и отрыв распорок.

Заострение входной и выходной кромок лопастей не сказалось на интенсивности шума.

Наилучший эффект дала наделка на входной кромке лопасти (рис. 1.12, а). Это обстоятельство необходимо учитывать при проек­ тировании турбины и стремиться не допустить появления кавита­ ционных каверн на лопастях, необходимо также обеспечивать максимальную жесткость лопастной системы.

Правильное профилирование входной кромки лопастей не только способствует уменьшению шума и вибраций агрегата, но также способствует уменьшению кавитационной эрозии.

Устранение повышенных вибраций за счет изменения выходных кромок лопастей описывается в работе [100]. На гидроэлектро­ станции Паркер (река Колорадо), оборудованной радиально-осе­ выми турбинами (N = 30 МВт, Я = 24 м, D x = 4,27 м), наблю­ дались большие вибрации при максимальных открытиях направля­ ющего аппарата. После четырех лет работы на лопастях были обнаружены трещины. Трещины были заварены, но через год

31

6. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

Основными вредными следствиями кавитации в гидротурбинах являются ухудшение энергетических параметров и кавитационная эрозия. Большое значение имеют также вибрации и шум, возни­ кающие при кавитации.

При достаточной степени развития кавитация настолько нару­ шает нормальное течение потока, что резко возрастают потери энергии, снижаются к. п. д. и мощность. Таким образом, уже при выборе основных параметров гидротурбины необходимо учитывать возможность проявления кавитации. Поэтому в процессе развития гидротурбостроения многие годы основное внимание специалистов сосредоточивалось в первую очередь на влиянии кавитации На энергетические показатели.

Разработаны и непрерывно совершенствуются методика и испы­ тательное оборудование для кавитационных исследований моделей гидротурбин. При испытаниях определяются границы допустимых режимов работы турбины, обеспечивающих отсутствие влияния кавитации на энергетические параметры. В связи с этим иссле­ дуются вопросы подобия, масштабного эффекта, правомерность использования результатов модельных испытаний в натурных условиях, пределы допустимости такого использования.

Впоследние 15—20 лет все большее значение в гидротурбо­ строении приобретают исследования эрозионных следствий кави­ тации.

Вначале исследования ограничивались сбором и система­ тизацией данных по кавитационной эрозии действующих турбин,

атакже разработкой и испытаниями кавитационностойких кон­ струкционных материалов и покрытий. В настоящее время такие исследования дополняются изучением эрозионной способности ка­ витации при разных ее формах и различных степенях развития, разработкой гидродинамических средств снижения эрозионной способности кавитации.

Исследования проводятся не только в лабораторных, но и в на­ турных условиях, при эксплуатации турбин. В данном случае вопросы моделирования оказываются еще более сложными. Начата

разработка расчетного метода Прогнозирования кавитационной эрозии гидротурбин на стадии проектирования.

При любых формах кавитации генерируются высокочастотные, Звуковые и ультразвуковые колебания. Это внешнее проявление кавитации, легко регистрируемое аппаратурой, находящейся вне потока рабочей жидкости, уже много лет пытаются использовать для исследования процесса кавитации в действующих турбинах, для диагностики степени развития кавитации, опасности кавита­ ционной эрозии. Некоторые успехи в этом направлении достиг­ нуты.

При некоторых формах кавитации, особенно в радиально-осе­ вых турбинах, в проточной части возникают низкочастотные пуль­ сации Давления с большой амплитудой, приводящие к опасным вибрациям всего агрегата и здания ГЭС. Исследованиям условий возникновения низкочастотных пульсаций и методам предотвраще­ ния вибраций агрегата посвящено значительное число эксперимен­ тальных и теоретических работ.

7. КАВИТАЦИОННЫЙ КОЭФФИЦИЕНТ И ВЫСОТА ОТСАСЫВАНИЯ

Кавитационные качества гидротурбины принято оценивать ка­ витационным коэффициентом.

Выпишем уравнения Бернулли для нескольких характерных точек Проточного тракта гидротурбинного блока (рис. II. 1), пола­ гая их расположенными на одной линии тока:

Точки 0 и 3 — соответственно на верхнем и нижнем бьефах; Точки 1 и 2 — на входной и выходной кромках лопасти бесконечно близки к точкам Г и 2' вне рабочего колеса. Точка к на профиле выбирается там, где имеет место минимальное давление.

Давления на верхнем р 0и нижнем р3бьефах равны атмосферным барометрическим давлениям. Можно считать, что они практически

одинаковы и -у- = = В. Точки 0 и 3 верхнего и нижнего бье­

фов выбираются там, где фиксируются отметки бьефов. В этих местах абсолютные скорости сп и са движения потоков очень малы и членами c\j2g и c\/2g можно пренебречь ввиду малости.

34

Так как точки 1 и Г на входе и 2 и 2' на выходе из рабочего колеса бесконечно близки друг к другу, можно считать, что ру — = pi; р2' = Р2) су = Cl и Су = С2.

Как было принято, рк = рт1п. В уравнениях (И.2) w и и — относительная и переносная скорости; Д/г£_; — потери напора на участке линии тока от точки г до точки /. Складывая уравнения (II.2) и (II.3), вводя в левую и правую части дополнительное сла­

( П А )

Первый член правой части уравне­ ния называется кавитационным ко­ эффициентом установки

Если пренебречь пока обычно малой величиной До = hjH, то при Pmin = Pd имеет место условие

^уст ^турб*

Понятия о кавитационных коэффициентах турбины и установки ввел в 1924 г. Тома [103].

Величина Hs характеризует степень заглубления турбины и называется высотой отсасывания, которая отсчитывается от гори­ зонтальной плоскости, проходящей через лопасти рабочего колеса и связанной с тем или иным конструктивным элементом турбины до уровня нижнего бьефа.

Для осевых поворотнолопастных турбин за плоскость отсчета принято считать плоскость, проходящую через оси поворота лопа­ стей рабочего колеса (рис. II.2, а). Для диагональных поворотно­ лопастных турбин [25 ] — через точки пересечения осей поворота лопастей рабочего колеса с поверхностью камеры рабочего колеса Яз1 или через верхнюю поверхность нижнего кольца направляю­ щего аппарата Яз2 (рис. И .2, б). Для радиально-осевых турбин

со

О

(рис. II.2, в) — через верхнюю поверхность нижнего кольца на­ правляющего аппарата Hsl или иногда через середину высоты лопа­ ток направляющего аппарата # s2. Для горизонтальных турбин (рис. II.2, е) — через наивысщую точку лопастей рабочего колеса.

Чем меньше высота отсасывания, тем больше заглубляется турбина, тем в более благоприятных условиях в кавитационном отношении работает турбина, но и тем больше капитальные за­ траты на строительство ГЭС. В большинстве случаев реальные вы­ соты отсасывания имеют отрицательные величины. Величину, равную абсолютному значению отрицательной высоты отсасыва­ ния, иногда называют заглублением.

Выбор рациональной высоты отсасывания является одним из важнейших вопросов, возникающих при проектировании гидро­ турбины и гидростанции в целом.

Чтобы полностью исключить кавитацию на лопастях рабочего колеса, необходимо, чтобы давление в любой точке лопасти было больше давления насыщенных паров, т. е.

Чем больше принята величина кавитационного коэффициента 0уст, тем получаются меньшая величина высоты отсасывания Hs или большее заглубление. Выбор величины ауст зависит по условию (II.9) от величины 0турб. Следовательно, задача заключается в том, чтобы кавитационный коэффициент турбины атурб для проектируе­ мых машин был как можно меньше.

Кавитационный коэффициент турбины в принципе может быть определен по формуле (II.6). В случае осевой турбины, если допу­ стить, что линия тока расположена на цилиндрической поверхности «к — и %= и, и, пренебрегая потерями, формулу (II.6) можно упростить

так как в этих условиях wK — wmax. С другой стороны, из вы­ ходного треугольника скоростей следует, что

Если на выходе из рабочего колеса поток мало закручен и окружная составляющая абсолютной скорости Си2 *=&0, то для

37

оценки кавитационного коэффициента турбины можно воспользо­ ваться следующим выражением:

Если известно из эксперимента или из теории распределение давления по лопасти, то в соответствии с зависимостями (II.4) и (II.6) можно вести расчет по следующей формуле:

Последней зависимостью обычно пользуются на предваритель­ ных стадиях проектирования турбины при профилировании ло­ пастных систем.

Однако возможности расчета ограничены. Точка профиля с ми­ нимальным давлением и величина этого давления обычно неиз­ вестны. Кроме того, они меняются при изменении режима работы турбины, а расчет ведется для фиксированных линий тока или сечений.

Практически всегда кавитационный коэффициент турбины определяется экспериментальным путем. На специальных кавита­ ционных стендах испытывается уменьшенная модель турбины. После снятия обычной энергетической характеристики при заведо­ мом отсутствии кавитации исследуются те же режимы при искус­ ственно пониженных давлениях в стенде. При некотором давлении, соответствующем определенным критическим величинам высоты отсасывания Я 5Кр или кавитационного коэффициента установки Пуст. Кр> вследствие кавитации происходит резкое изменение энер­

о том, что, во-первых, резкое изменение энергетических параметров происходит в момент начала кавитации и, во-вторых, что кавита­ ция начинается при достижении минимального давления pmin на лопасти рабочего колеса величины давления парообразования рд. Только при этих условиях кавитационный коэффициент турбины, определенный на модели, является критерием подобия и остается таким же для любой геометрически подобной турбины на соответ­ ствующих изогональных режимах ее работы. В действительности известно, что резкое изменение энергетических параметров проис­ ходит тогда, когда кавитация в достаточной, иногда значительной степени развилась. Поэтому экспериментальное значение кави­ тационного коэффициента турбины отличается от расчетного и

38

меньше его. Экспериментальное значение не является критерием подобия и не одинаково для подобных турбин. Однако на практике этим обстоятельством пока пренебрегают, а для большей гарантии при определении высоты отсасывания по полученным величинам кавитационного коэффициента вводится коэффициент запаса

Чтобы отличить кавитационный коэффициент турбины, полу­ ченный теоретически по формуле*(П. 14), от коэффициента, экспе­

риментально полученного на кавитационном стенде, будем пер-

*

вый из них обозначать о Турб-

8. КАВИТАЦИОННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБИН

Каждая выпускаемая заводом гидротурбина снабжается энер­ гетической и кавитационной характеристиками. Характеристики строятся по результатам лабораторных испытаний геометрически подобных моделей в координатах Qi и п\ и называются главными универсальными характеристиками (рис. II.3 — II.5). Приве­ денный расход и приведенное число оборотов п\ являются критериями подобия и используются в гидротурбостроении в ка­ честве удобных параметров для характеристики режимов работы серии подобных турбин. Приведенные величины определяются по следующим формулам:

nD1

(11.18)

T r

где Q — расход через турбину в м3/с; п — число оборотов ротора турбины в минуту; D x— диаметр рабочего колеса в м.

На универсальную характеристику наносятся линии равных значений к. п. д. т] и кавитационного коэффициента турбины атУрб, полученных при испытании модели. Кроме того, для удоб­ ства пользования на универсальную характеристику наносятся линии постоянных открытий а0 направляющего аппарата, а для поворотнолопастных турбин — также линии постоянных углов <р установки лопастей рабочего колеса. На универсальных харак­ теристиках радиально-осевых турбин обычно наносят еще линии предельной мощности или линии 5-процентного запаса мощности, определяемые по изменению энергетических параметров при от­ сутствии влияния кавитации.

Главные универсальные характеристики являются основным документом, на основании которого производятся выбор всех параметров вновь проектируемых турбин и оценка их энерге­ тических и кавитационных свойств.

39