Испытания проводятся следующим образом. Устанавливается открытие направляющего аппарата о и снимается несколько точек при различной частоте вращения п, которая изменяется тормозом. По измеренным величинам вычисляются приведенные параметры п[ и по формулам (3-34) и (3-35) и составляется таб-

лица величин т) = (rtj, QJ) для различных значений а^. По этим значениям строится главная универсальная характеристика.

Кроме к. п. д., расхода и мощности при энергетических испытаниях определяется разгонная частота вращения , осевые усилия

на рабочем колесе, усилия

на лопастях рабочего колеса, лопатках направляю-аппарата и другие

Рис, 6-6. Схема кавитационного стенда.

величины.

Кав^итационный стен д (рис. 6-6) состоит из подводящего трубопровода /, модели турбины 2, замкнутого бака.нижнего бьефа 3, частично заполненного водой, циркуляционных трубопроводов 4 и 5 и насоса 6. Стенд замкнутый и работает на постоянном объеме воды, что обеспечивает сохранение отметки нижнего бьефа. При испытаниях производятся измерения: расхода Q с помощью водомера Вентури 7 (по перепаду Д/i дифференциального манометра), напора (перепад ДЯ плюс скоростной напор в трубопроводе /), мощности (с помощью тормоза 8 и весов 9 аналогично рис. 6-5), вакуума над свободной поверхностью в баке 3 (вакуумметр). Необходимый вакуум создается специальным вакуум-насосом 10.

Чтобы при испытаниях не возникала кавитация в насосе 6, он устанавливается на 10-15 м ниже бака 3. При работе стенда происходит нагрев воды, особенно интенсивный, когда подача регулируется задвижкой у насоса. Для поддержания температуры воды используются охлаждающие змеевики (на схеме не показаны), а иногда добавляют свежую воду из водопровода в бак 5 и одновременно производят сброс воды из напорной линии 5.

Как правило, используют кавитационные стенды с напором 20-30 м, однако с целью получения более надежных данных, особенно для высоконапорных турбин, как в СССР, так и за границей созданы кавитационные стенды с напором 150-200 м и выше.

Порядок испытаний следующий. Устанавливают какой-либо режим (открытие о. напор Я и частота вращения п) и затем определяют расход, мощность, к. п. д., ступенями увеличивая вакуум Яв в баке 3, что приводит к снижению коэффициента кавитации установки 0у, вычисляемого согласно (5-15).

Полученные опытные данные представляются в форме графика (см. рис. 5-8), по которому и находится критическое значение а.

Таким образом определяют значения а для многих режимов и в виде изолиний их наносят на главную универсальную характеристику (см., например, линии а на рис. 6-3).

Нужно обратить внимание на следующее: 1) значение а по опытному графику (см. рис. 5-8) в некоторой степени устанавливается на глаз; 2) кавитационный срыв, по которому фиксируется а, свидетельствует о достаточно сильно развитой кавитации; если Оу лишь немного превышает а, то это не всегда гарантирует отсутствие кавитации в турбине. В связи с этим при определении допустимой высоты отсасывания вводится коэффициент запаса ka по (5-16).

6-3. ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ПОВОРОТНО-ЛОПАСТНЫХ ТУРБИН

Рассмотрим течение за рабочим колесом в жестколопастной (пропеллерной) и поворотно-лопастной турбинах при постоянной частоте вращения п и изменении расхода Q. Из рис. 6-7, а видно, что при жесткой установке лопастей (Р„ = const) угол 2 при изменении расхода сильно изменяется. При малых расходах поток имеет интенсивную закрутку в сторону вращения Koyieca, а при больших - в обратную сторону. Следовательно, только в узком диапазоне изменений Q условия на выходе из колеса будут близки к оптимальным.

При двойном регулировании (рис. 6-7, б) можно сохранять угол закрутки

потока 2 за рабочим колесом, отвечающим оптимальным условиям течения в широком диапазоне изменения расхода Q.

Для турбин с двойным регулированием (диагональных и осевых) на стенде снимается не одна, а серия частных универсальных характеристик для ряда фиксированных значений угла установ-

Рис. 6-7. Параллелограммы скоростей на выходных кромках рабочего колеса жестко-лопастной и поворотно-лопастной турбин.

ки лопастей рабочего колеса ф (так называемые частные пропеллерные характеристики). Серия таких характеристик осевой турбины, снятых при значениях угла ф -15, -10, -5, О, -f5, -flO и +15°, показана на рис. 6-8.

400 500 600 500 600 700 800 300 700 800 300 1000 1100 1200 800 300 1000 ПОО 1400 л/с

1000 то то iioo то isoo 1700 isoo isoo wo л/с Рнс. 6-8. Частные пропеллерные характеристики осевой турбины.

Пропеллерные характеристики показывают, что с ростом угла Ф увеличивается пропускаемый расход Qj.

Характеристика поворотно-лопастной турбины строится по частным пропеллерным характеристикам исходя из условия, что в любой точке с координатами п[ и Q[ к. п. д. максимальный.

Это построение обычно производят следующим образом. Для нескольких значений nj строятся сечения частных пропеллерных

характеристик, представляющие собой кривые ti = (Qj) и = = fa{Qi) (рис- 6-9). Каждая пара кривых соответствует определенному углу лопастей ф. По кривым Ц= f. (Qj) проводят огибающую и точки ее касания с частными кривыми ц сносят на линии

им 40

20 10

1600

л/с

Рис. 6-9. Определение комбинаторных точек на сечениях частных пропеллерных характеристик.

о- Для каждой точки таким образом определяются координаты п[ и Qj, а также значения -ц^, ф и а^. Это комбинаторные точки.

В поле Qp rtj наносятся все найденные точки для данного п[ и вписываются значения ф, ок. Чк- Аналогичным способом наносятся точки и для других значений nj. Если число точек достаточно велико, то по ним можно провести изолинии равных значений ri, Ок. Ф и получить главную универсальную характеристику, показанную на рис. 6-10 (индекс к - комбинаторные не ставят, но его имеют в виду). С целью большей ясности на сечении рис. 6-9 и на универсальной характеристике рис. 6-10 показаны общие точки R V. S.

Коэффициенты кавитации ff обычно определяются на кавита-ционном стенде уже для найденных по комбинаторной характеристике значений ф, а^ и п| и затем наносятся на нее (пунктирные линии на рис. 6-10).

Основная особенность характеристики поворотно-лопастной турбины состоит в том, что она действительна только при строгом соблюдении соответствия между углами ф и открытиями а^, определяемого комбинаторной зависимостью:

ф=кК. ;) (6-6)

На гидроэлектростанциях турбины работают с постоянной ча стотой вращения Пд и согласно (3-34)

(6-7)

uS/mum ZOO

BOO 800 WOO 7200 1400 WOO WOP 2000 Jijc

Рис. 6-10. Главная универсальная характеристика (осевой) поворотно-лопастной турбины.

Следовательно, каждому напору Я соответствует своя комбинаторная кривая Ф = /к ( о, а).

Имея главную универсальную характеристику, комбинаторные кривые можно построить следующим способом. Задаются несколькими значениями Я, для каждого находят по (6-7) значение п\ и проводят сечение главной универсальной характеристики, с которого выписывают соответствующие значения ф и flo, и по ним строят искомые кривые.

В качестве примера на рис. 6-11 показаны комбинаторные кривые,

20°

о

20 30

Рис. 6-11. Комбинаторные зависимости поворотно-лопастной турбины.

построенные по характеристике рис. 6-10 для п[ = 130 и 150 (для Di = 9,0 м и rt = 60 об/мин это соответствует Я = 17 и 13 м).

Таким образом, при регулировании поворотно-лопастных турбин требуется не только строго выдерживать зависимость между (р и ао, но эта зависимость должна изменяться с изменением напора ГЭС.

6-4. ПЕРЕСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ С МОДЕЛИ НА УСЛОВИЯ НАТУРЫ

Главная универсальная характеристика, построенная в приведенных параметрах Q[ и п[ (рис. 6-3 и 6-10) и представляющая собой свойства турбин данного типа, является модельной характеристикой. Необходимые для подбора турбин при проектировании гидроэлектростанции натурные характеристики получаются пересчетом с главных универсальных. Высокая надежность и точность их прежде всего обеспечиваются строгим геометрическим подобием модели и натуры всех элементов проточного тракта.

Размеры, определяющие проточную часть турбины, пересчиты-ваются с модели пропорционально отношению диаметров модели D >H турбины Dt. с этой целью на главных универсальных характеристиках всегда указываются основные размеры проточной части модели. Например, открытия турбины от вычисляются по модели

(6-8)

При этом условии для подобных режимов пересчет п и Q производится по формулам (3-36) и (3-37), а мощность турбины подсчиты-вается по формуле (1-19).

Однако необходимо иметь в виду, что некоторые показатели при переходе к натурным условиям изменяются, причем наибольшее значение имеет изменение к. п. д. В связи с этим рассмотрим структуру потерь в турбине и их изменение при переходе от модели к натуре.

Потери в турбине и балансовые характеристики

Все потери энергии в турбине можно представить в виде суммы трех видов потерь: гидравлических, механических и объемных.

Гидравлические потери вызываются протеканием через турбину расхода Q. Эти потери можно подразделить на:

а) потери, связанные с трением жидкости о стенки hjp (аналогично потерям по длине в водоводах);

б) вихревые потери к^хр (аналогичные местным потерям). К вихревым относятся потери на вход в решетку лопастей (см.