Средняя радиальная компонента скорости Vr иа выходе из статора представляется выоажением

Vr =

(4-7)

Наибольшее значение имеет направление скорости перед входом в направляющий аппарат Ост. вых. т. е. угол ст. вых (рис. 4-16, в), который с учетом (4-4) - (4-7) определяется по формуле

tga,

ст. вых - - Vu

b(r)

2я6о

ф

(4-8

360°

Формула (4-7) показывает, что:

1) угол ttcT. вых не зависит от расхода Q;

2) при постоянстве К угол ст. вых сохраняет постоянное значение по всему периметру направляющего аппарата;

3) угол ttcT. вых зависит от формы и размеров спиральной камеры. Сейчас принято рассчитывать спиральные камеры при а^т. вых = const,

причем этот угол выбирается таким образом, чтобы он совпадал с углом установки направляющих лопаток при наиболее важном расчетном режиме работы турбины.

Необходимые размеры турбинной камеры рассчитываются следующим образом: для заданных размеров статора и принятого фохв определяется входное сечение Fen. вх по (4-3), причем Осп. вх можно принимать, ориентируясь на рис. 4-13; подбирают форму и размеры входного сечения и для него по (4-6) находят значение К, подставляя вместоф угол фохв,; по (4-8) проверяется угол аст. вх и производится корректировка размеров сечения до тех пор, пока этот угол не совпадет с требуемым, это определит окончательное значение К- После этого строится несколько промежуточных сечений, как показано на рис. 4-15, б, и для каждого вычисляется расход От по (4-5).

Зиая (Эф, по (4-2) легко найти соответствующее значение ф, что и определит положение данного сечения и позволит построить план спирали. Так выполняется расчет при К= const. Имеются, однако, предложения, например в [21], допускать некоторое уменьшение ст. вх по сравнению с оптимальным значением на угле фохв - ф = 45 -=- 60° входного сечения. Это позволяет сократить размер входного сечения без ощутимого ухудшения энергетических показателей.

4-2. ОТСАСЫВАЮЩИЕ ТРУБЫ

Вода из рабочего колеса реактивных турбин выпускается в отсасывающую трубу и по ней отводится в нижний бьеф. Отсасывающая труба существенно влияет на энергетические показатели турбин, особенно низконапорных. Как это видно из рис. 2-3 и 2-4, она в значительной степени определяет отметку заложения основания здания ГЭС и размеры нижней части блока. В связи с этим вопросы определения форм и размеров отсасывающих труб при проектировании ГЭС имеют очень большое значение.

Рабочий процесс. Рассмотрим сначала энергетические показатели отсасывающих труб. Средняя скорость на входе в от-

сасывающую трубу (сечение 2-2 на рис. 4-17) зависит от режима работы турбины и определяется параллелограммом выходных скоростей (рис. 3-8). Средняя энергия жидкости в сечении 2-2 относительно нижнего бьефа выражается трехчленом

2 2

(4-9)

где 2 - коэффициент неравномерности (Кориолиса), определяемый по (1-4).

шНБ

Рис. 4-17. Гидравлические показатели отсасывающей трубы.

Энергия е^, с которой вода покидает рабочее колесо, не может быть использована турбиной и представляет собой потерю. Всегда стремятся снизить и за счет этого увеличить к. п. д. турбиньь Это достигается отсасывающей трубой, представляющей собой плавно расширяющийся диффузор.

На рис. 4-17, а показана простейшая коническая отсасывающая труба. Установим ее влияние на энергию е^.

Составим уравнение Бернулли для сечений 2-2 и 5-5 (выходного сечения): 2 2

- -г -h

-к

2g pg 2g

заглубление сечения 5-5 под уровень /loTc - гидравлические потери в

Здесь pjpg = /15 (/15 нижнего бьефа); 25 = -сасывающей трубе.

Высота установки турбины относительно нижнего бьефа, называемая высотой отсасывания Я^, отсчитьшается от определенной плоскости (см. рис. 5-8) и без серьезной погрешности можно принять Z2 = Hs-

Тогда из уравнения Бернулли получаем:

= - Я

ъ ъ

2g 2g

(4-10)

Удельная,энергия по (4-9) с учетом (4-10)

2°2 5 5

и окончательно

(4-11)

Получился очень важный результат. Оказывается, что при наличии отсасывающей трубы теряемая энергия е^ состоит из выходных потерь oLvll2g и внутренних потерь h..

Для уменьшения теряемой энергии можно увеличить площадь выходного отверстия трубы Ff, (что приводит к снижению v, однако при этом необходимо, чтобы потери Aqtc не слишком возрастали. Эти потери определяются двумя факторами: трением о стенки, которое имеет сравнительно малое значение, й вихревыми потерями, вызываемыми диффузорностью.

Для обеспечения безотрывного движения, при котором потери минимальны, при осевом потоке угол конусности 0 должен быть малым (9 < 8°) или на сторону 0,5 9 < 4° (рис. 4-17). В турбинах угол 9 можно увеличить до 12-14° и даже более, не вызывая увеличения потерь, а даже получая некоторое их снижение. С этой целью поток за рабочим колесом при входе в отсасывающую трубу должен быть не осевым, а иметь небольшую крутку, что достигается подбором соответственного режима (угол aQ). Тогда возникающие центробежные силы препятствуют отрыву потока от стенок.

Определим теперь энергетический эффект отсасывающей трубы. Для этого найдем значение е', если бы не было отсасывающей трубы. Как видно из рис. 4-17, б, вода из рабочего колеса со скоростью выбрасывалась бы в атмосферу и свободно падала в нижний бьеф. Следовательно,

(4-12)

Сравнивая (4-12) с (4-11), устанавливаем, что отсасывающая труба увеличивает используемую турбиной энергию на

AЯo = Я,-f

2g 2g

-К

(4-13)

Отсюда видно, что отсасывающая труба позволяет:

1) полностью использовать энергию, соответствующую высоте установки турбины над нижним бьефом (важно при Hs > 0);

2) использовать значительную часть кинетической энергии, которой обладает вода при выходе из рабочего колеса.

Коэффициент полезного действия, или коэффициент восстановления отсасывающей трубы г\с определяют отношением

2 2

2g 2g

(4-14)

Для хороших отсасывающих труб достаточно большой длины значение т]охс достигает 80-85%.

Чтобы выяснить, за счет чего получается отмеченный энергетический эффект отсасывающей трубы, вернемся к выражению (4-10), определяющему среднее давление во входном сечении 2-2. Это выражение показывает, что отсасывающая труба уменьшает давление за рабочим колесом и создает здесь вакуум, который слагается из двух частей: статического вакуума, равного Я^, и динамического понижения давления:

% so

30 20

2-2

-к

(4-15)

2g 2g

Это динамическое понижение давления создается за счет преобразования или, как говорят, восстановления кинетической энергии a2i/2g-в потенциальную диффузорным воздействием отсасывающей трубы. В этом и состоит основной смысл ее рабочего процесса.

Оценим, насколько существенную часть от всей энергии, располагаемой турбиной, составляет кинетическая энергия потока за рабочим колесом. Эта величина определится отношением

2кии г^г

ю 20 30 60 та гоозбОм

Рис. 4-18. Относительная кинетическая энергия за рабочим колесом в зависимости от напора турбины.

Н 2gH Ориентировочная зависимость е^.

(4-16)

JH от напора для полной мощности турбин показана на рис. 4-18. Как видно, в низконапорных турбинах кинетическая энергия за рабочим колесом может составлять 90-50% суммарной энергии Я и только у высоконапорных турбин при Я > 100 м она составляет менее 10 %. Отсюда очевидно, что возможность использования кинетической энергии е^ в значительной мере определяет эффективность турбин, указывает на большое значение отсасывающих труб, особенно при низких и средних напорах.

4 Заказ № 2265

Гипы отсасывающих труб весьма разноообразны. Ихможно разделить на два вида: прямоосные и'изогнутые.

Прямоосные отсасывающие трубы. Наиболее простым типом является прямая коническая труба (рис. 4-17,а), которая имеет хорошие энергетические показатели, однако ее необходимая длина отс получается весьма значительной, что для крупных вертикальных турбин приводит к большому заглублению основания и повышению стоимости ГЭС. В связи с этим в настоящее время такие трубы применяются только для мелких турбин.

Рис. 4-19. Прямоосные отсасывающие трубы.

Другие типы прямоосных отсасывающих труб показаны на рис. 4-19. Несколько увеличить эффективность конической трубы и сократить ее длину можно, если применить криволинейную образующую (рис. 4-19, а). Дальнейшее развитие этой идеи приводит к так называемой раструбной отсасывающей трубе (рис. 4-19, б), у которой выходное сечение 5-5 имеет цилиндрическую форму. Для улучшения работы в центре рекомендуется сооружать коноид (показан пунктиром). Но пока эти трубы не получили распространения.

Для горизонтальных турбин, особенно для капсульных агрегатов (см. рис. 2-20), применяются прямоосные трубы (рис. 4-19, в). Между сечениями 2-2 и 2-2 труба круглая, а дальше к выходному сечению 5-5 осуществляется плавный переход на квадрат или прямоугольник. Как показали исследования, переход лучше осуществлять на большой длине. При этом угол конусности 8 не должен быть более 14-16 .

§ 4-2]

Отсасывающие трубы

Средний угол конусности Э определяется приведением площади сечения к кругу. Например, для трубы на рис. 4-19, в на участке между сечениями 2-2 и 5-5 [L)

И

5 4

где Dg, и Dg - приведенные диаметры.

Рис. 4-20. Изогнутая отсасывающая труба.

Рис. 4-21. Типовое колено отсасывающей трубы.

Тогда

Изогнутые отсасывающие трубы использу-ются практически на всех гидроэлектростанциях с крупными вертикальными турбинами (см. рис. 2-3 н 2-4). Такая труба (рис. 4-20) состоит из трех основных частей: А ~ конуса, Б - колена и В --отводящего диффузора. В пределах конуса поперечные сечения трубы круглые, далее в колене они плавно переходят в прямоугольные с более быстрым увеличением ширины и в диффузорной части