>5 IS.

Q 3-

в

u cS

e о

о в

о е

3 -в

п о в

с

S с

с

>. ь

с

с

С

с

с

о

к

о

о

о о

о о

о о

о о

1М

о о

о

8 ?5

§

S я

га п. 3 X

>я Й

а в- 2.

m Я Я О,

С

а, >Я

§

ч о ч

ы

1С

о о

о

с

га су я

я Е-

я м ч >. н

&

га я ч

>я

а

S ч

Таблица 7-4

Основные расчетные данные поворотно-лопастных капсульных турбин

варительные, особенно по турбинам ДЗО. Представленный диапазон данных для каждого угла (Э = 60, 45 и 30°) предусматривает возможность использования нескольких типов турбин с различной формой проточной части. Основные размеры показаны на рис. 7-3.

Таблица 7-5

Основные расчетные данные поворотно-лопастных диагональных турбин

Показатели

Угол наклона оси поворота лопастей рабочего колеса 6, град .....

Диапазон напоров, м........

Приведенная частота вращения, об/мин:

оптимальная ........

средняя расчетная njp .....

Приведенный расход (максимальный, расчетный) Q, л1с .......

Коэффициент кавитации а, соответствующий Qjp..........

Число лопастей рабочего колеса

Относительный диаметр втулки рабочего колеса й^т .........

Относительный диаметр горловины камеры рабочего колеса Dk.....

Относительная высота направляющего

аппарата fto ...........

Тип турбины

ДЗО

Относительный диаметр по осям поворота направляющих лопаток

Do = 1,25-f- 1,28. Диаметр втулки в диагональных турбинах определяется по осям поворота лопастей. Аналогичным образом

определяется и диаметр рабочего колеса D. Следовательно, максимальный размер втулки и максимальный диаметр по входным кромкам рабочего колеса будут значительно больше, чем и Dj. Тип отсасывающей трубы берется такой же, как для осевых турбин, относительной высотой/г= 1,92,3.

Пропеллерные осевые и диагональные турбины

Рис. 7-3. Основные размеры диагональных турбин.

Сопоставление характеристик (см. рис. 6-20) показывает, что у пропеллерных турбин при отклонении нагрузки или расхода от оптимального к. п. д. снижается значительно быстрее, чем у поворотно-лопастных. В связи с этим мощные пропеллерные турбины применяются редко. Но поскольку на многоагрегатных ГЭС имеется возможность использовать турбину в узкой зоне режимов, близкой к оптимальному, отношение к этим турбинам в последнее время изменяется. Так, на ДнепроГЭС II, введенной в эксплуатацию в 1976 г., часть агрегатов имеет разработанные и изготовленные на ХТГЗ мощные пропеллерные турбины Dj = 6,8 м, с углом установки лопастей рабочего колеса -f 9°30, iV = 115 МВт, п = = 107,1 об/мин. Это позволило уменьшить диаметр втулки с в^. сФ = 0,43 у соответствующей поворотно-лопастной турбины до = 0,35, снизить примерно на 10% массу турбины и несколько улучшить кавитационные показатели. Полученный опыт указывает на целесообразность использования в некоторых случаях пропеллерных осевых и диагональных турбин.

Рис. 7-4. Размеры радиально-осевых турбин.

Радиально-осевые турбины

Показатели радиально-осевых турбин различных типов в широком диапазоне напоров - от 45 до 700 м приведены в табл. 7-6, а размеры - на рис. 7-4. Относительный диаметр по осям направ-

Основные расчетные данные радиально-осевых турбин

Таблица 7-6

ляющих лопаток Do = 1,20 (в турбинах более panjtinx выпусков он составлял 1,16). Высота до низа рабочего колеса /г^ = 0,12 -ь 0,15 для напоров до 200 м и Fj = 0,18 - 0,2 для более высоких напоров. Для каждого диапазона напоров имеется несколько типов турбин и могут быть разработаны другие, поэтому параметры, особенно Qj и or, могут иметь и промежуточные значения, т. е. определяться интерполяцией.

Показатели массы турбин

Прн проектировании гидроэлектростанции часто требуется определить общую массу турбины и отдельных ее частей, особенно рабочего колеса. Эти данные важны, поскольку стоимость турбины данного вида в основном пропорциональна ее массе, а от массы рабочего колеса зависит выбор способов транспортировки и монтажа.

Точное значение массы турбины можно установить только на основании проектных данных завода-изготовителя. Следует учитывать, что даже для одних и тех же условий и при одинаковых размерах в разных проектах масса турбины будет разной, что свя-

зано с применяемыми конструктивными решениями. Со временем в процессе совершенствования конструкций турбин показатели удельной массы довольно существенно изменяются. На рис. 7-5 показано непрерывное снижение удельной массы всех видов турбин по годам. Процесс этот шел быстрее в 30-50-е годы, продолжается и сейчас, хотя медленнее. Эти факторы нужно учитывать при использовании аналогов.

Рисунок 7-5 показывает также, что удельная масса турбины существенно зависит от напора и с увеличением напора снижается. Так, при Я = 200 м удельная масса составляет около

3,5 кг/кВт, а при Я = 20 - около 13 кг/кВт, т. е. в 3,7 раза больше. Следовательно, с увеличением напора снижается и относительная стоимость турбинного оборудования ГЭС.

Для предварительных расчетов можно использовать приведенные ниже приближенные эмпирические формулы.

Для осевых повороти о-л опастных турбин общая масса

к г/кВт 25

20 15 10

9 1930

1950 Годы

7960

1970

Рис. 7-5. Изменение удельной массы турбин по годам.

GV = \,bDrH]iLcK... (7-1)

Здесь Di - диаметр турбины (рабочего колеса), м; Н^ - максимальный напор ГЭС, м; -коэффициент, учитывающий массу стальной облицовки спиральной камеры. Если применена стальная камера, как, например, на Верхнетуломской ГЭС на рис. 2-12 и на ГЭС Орлик на рис. 2-19, то с.к-= 1.2 -ь 1,25; при бетонной камере с. к = 1

Масса рабочего колеса Орк:

Gl\ = kp.J)\Hf..c, (7-2)

где К, к - коэффициент, зависящий от числа лопастей. Для = = 4 ftp. к = 0,1 0,12, для 21 = 6 Ajp.k = 0,130,16.

Масса диагональных турбин примерно на 10% больше, чем дает формула (7-1), в основном за счет большей массы рабочего колеса.

Для радиальн о-о севых турбин общая масса, включая стальную спиральную камеру G?°,

Gr = 3,6DfV fKec.k. (7-3)

Здесь Di - номинальный диаметр рабочего колеса, м; Я^а^с - максимальный напор ГЭС, м; /г^. - коэффициент, учитывающий

массу спиральной камеры. Если применена бетонная камера (обычно при небольшом напоре, например, Плявинская ГЭС, Я„акс = 40 м), то k = 0,8 0,85. При стальной спиральной камере с-к = 1-Масса рабочего колеса радиально-осевой турбины в основном зависит от диаметра и приближенно может вычисляться по формуле

Gp. к - р. kD\,

где р. = 0,55 0,65.

(7-4)

7-2. ПОДБОР РЕАКТИВНЫХ ТУРБИН ПО ПРИВЕДЕННЫМ ПАРАМЕТРАМ

В качестве исходных условий задаются: Яр - расчетный напор, Я„аке - максимальный напор, Я„и„ - минимальный напор, Np - требуемая расчетная мощность турбины и у - абсолютная отметка уровня нижнего бьефа. Необходимые для расчетов показатели п\, Q\, о и др. можно брать по табл. 7-2 - 7-5, но более полные данные устанавливаются по главным универсальным характеристикам турбин соответствующих типов.

Расчет производится в следующей последовательности.

1. Тип турбины выбирается в основном по Я„акс-

2. Расчетный расход турбины Qp (наибольший) определяется по заданной мощности Np с помощью формулы (1-19)

Q = . (7-5)

9,81ЯрГ]

Поскольку расчет ведется на полное открытие турбины, то ц меньше оптимального. Обычно принимают для поворотно-лопастных турбин ц = 0,87 -ь 0,9, для радиально-осевых турбин т] = = 0,9 -4- 0,92.

3. Диаметр турбины Di находится по формуле (3-35)

(7-6)

Для радиально-осевых турбин расчетный приведенный расход Qip = Qi на линии 5%-ного запаса мощности (0,95Л^ акс)- В поворотно-лопастных турбинах Qip обычно выбирается из условий, определяемых допустимой высотой отсасывания, т. е. по максимальному значению коэффициента кавитации а. В связи с этим в табл. 7-3 - 7-5 указаны два значения Qip с соответственными величинами о. Предпочитают всегда наибольший Qip, это позволяет уменьшить Di и повысить частоту вращения. Можно брать и промежуточные значения Qip, тогда а находится интерполяцией.