Основное уравнение гидротурбин и его анализ

Раздел 5. Гидроэнергетическое оборудование. Классификация гидротурбин. Активные и реактивные гидротурбины. Основное уравнение гидротурбины.

Гидравлической турбиной называется двигатель, преобразующий энергию движущейся воды в механическую энергию вращения его рабочего колеса. Из основного закона механики жидкости — закона Бернулли следует, что удельная энергия, т. е. энергия единицы массы, Н на входе в рабочее колесо составляет

на выходе из рабочего колеса

В зависимости от того, какие из трех членов уравнения Бернулли главным образом использованы в конструкции машины, различаются типы турбин.

Отданная водой рабочему колесу энергия равна разности энергий в потоке до и после рабочего колеса

Таким образом, вся энергия потока состоит из энергии положения z1-z2, энергии давления (образующих вместе потенциальную энергию), а также кинетической энергии .

Турбины, хотя бы частично использующие потенциальную энергию, называются реактивными. В таких турбинах

и, следовательно, процесс преобразования энергии на рабочем колесе происходит с избытком давления. Кроме того, в рабочем колесе частично используется и кинетическая энергия потока.

Если в гидротурбинах используется только кинетическая энергия потока, то они называются активными.

В таких турбинах z1=z2, p1=p2, т. е. вода поступает на рабочее колесо без избыточного давления. Для достижения высокого КПД в них почти весь напор преобразуется в скорость.

Мощность турбины может быть выражена

В практике принято гидротурбины подразделять на классы, системы, типы и серии. Существует два класса гидротурбин: активные и реактивные.

Класс реактивных турбин объединяет следующие системы: осевые-пропеллерные и поворотно-лопастные, диагональные, поворотно-лопастные и радиально-осевые турбины.

В класс активных турбин входят системы ковшовых, наклонно-струйных турбин и турбин двойного действия. Последние две системы не имеют столь широкого распространения, как ковшовые.

Каждая система турбин содержит несколько типов, имеющих геометрически подобные части и одинаковую быстроходность, но различающихся по размерам. Геометрически подобные турбины различных размеров образуют серию.

Кроме того, все турбины условно делятся на низко-, средне- и высоконапорные. Низконапорными принято считать турбины, работающие при Н 80 м.

Турбины подразделяются на малые, средние и крупные.

К малым турбинам относятся те, у которых диаметр рабочего колеса D1

К средним — те турбины, у которых 1,2

Не останавливаясь на роли крупных ГЭС в энергетическом обеспечении регионов страны, влиянии на экономическое развитие регионов, выделим основные эколого-социальные проблемы, которые появляются как на стадии проектирования и строительства, так и те проблемы, которые появляются в процессе эксплуатации их, как следствие взаимодействия водохранилищ с окружающей природной средой.

Гидротехническое строительство, связанное с перераспределением стока, созданием водохранилищ с огромными запасами воды и значительными глубинами, затоплением пахотных угодий и лесов, оказывает влияние на природную среду непосредственно или косвенно. При этом воздействие на окружающую природную среду сказывается как сразу, так и по истечении многих лет.

Проблемы, связанные с проектированием, строительством и эксплуатацией крупных гидротехнических сооружений, можно разделить на первичные, предвиденные на стадии проектирования, и вторичные, возникающие как следствие сооружения гидросооружений и водохранилищ.

Кроме того, возникают научно-технические проблемы, как на стадии проектирования и строительства, так и в процессе эксплуатации водохранилищ.

Из первичных проблем можно выделить следующие:

— выбор генеральной схемы использования водных ресурсов;

— обоснование оптимальных параметров гидроузлов и водохранилищ;

— мониторинг водных, земельных и лесных ресурсов в зоне строительства гидроузла;

— эколого-экономическое обоснование подготовки ложа водохранилища под затопление;

— инженерная защита от затопления и подтопления городов, населенных пунктов, отдельных предприятий;

— восстановление на новом месте сельскохозяйственных угодий вместо затопленных водохранилищем;

— рыбохозяйственное освоение водоема, строительство рыбоходов, восстановление естественного воспроизводства рыб;

— транспортное освоение водохранилища: увеличение глубин, устройство убежищ для судов и плотов при штормах; создание новой судовой обстановки, строительство пристаней; перевалка грузов через плотины;

— санитарная подготовка ложа перед затоплением (дезинфекция населенных пунктов, кладбищ, скотомогильников, ликвидация различных вредных загрязнений);

-агролесомелиоративные гидротехнические мероприятия по предотвращению водной и ветровой эрозии в зоне водохранилищ;

— лесосводка и лесоочистка ложа перед затоплением, посадка лесных насаждений на новом месте.

Более сложны и взаимосвязаны вторичные проблемы, последствия которых проявляются через многие годы после завершения строительства, их во многих случаях трудно предсказать с достаточной научной обоснованностью. Многие из этих проблем так и остаются неразрешимыми в обозримом будущем.

Вторичные проблемы можно подразделить на экологические и социальные.

Выделим основные экологические проблемы:

— эрозия береговой линии водохранилищ, переформирование берегов, дна, устьевых участков рек, впадающих в водохранилища, формирование баров;

— появление на акватории водохранилищ запасов плавающей древесины вследствие береговой эрозии;

— изменения уровня грунтовых вод;

— изменения температурного режима водной массы и окружающей среды, повышенная влажность, появление интенсивных и продолжительных по времени туманов;

— дополнительные потери воды на испарение;

— изменения качественного состава воды в водохранилище;

— изменения растительного и животного мира;

— нарушения условий нерестилищ рыбы;

— опасность провокации колебания земной коры в связи с сооружением крупных плотин и водохранилищ.

Суммируя перечень первичных и вторичных проблем, можно выделить основные последствия регулирования стока рек гидроузлами, оказывающих положительное или отрицательное влияние на хозяйственную деятельность и окружающую природу:

— изъятие земель под водохранилище и строительные площадки для возведения основных сооружений гидроузла, создания стройбазы и переустройства объектов хозяйства и выноса из зоны затопления, а также в связи с берегопереработкой и подтоплением территории выше критического уровня;

— ухудшение мелиоративного состояния земель в связи с подтоплением водохранилищами;

— увеличение продолжительности затопления земель в верхнем бьефе гидроузлов, особенно в хвостовой части водохранилищ в связи с подпором стока реки;

— сокращение частоты (вероятности) и продолжительности затопления пойменных земель в период весеннего половодья на участке, расположенном в нижнем бьефе гидроузла;

— изменение санитарного состояния реки, физико-химических и медико-биологических свойств воды;

— изменение климатических и ландшафтных условий.

Опыт эксплуатации водохранилищ показал, что при проектировании и эксплуатации недостаточно рассматривать обозначенные проблемы и их последствия только с экономической точки зрения. Необходима комплексная эколого-экономическая оценка последствий создания водохранилищ.

Недостаточно глубокая проработка проблем и отступление от обоснованных проектных решений в период строительства и эксплуатации зачастую приводит не только к огромным материальным убыткам, но и к необратимым экологическим последствиям.

Гидравлические турбины

Рассмотрим принципиальную схему установки турбины (рис. 4а). Из верхнего бьефа вода через водоприёмник и напорный водовод подводится к турбине (сеч. I-I) и, пройдя через неё, выпускается из отсасывающей трубы (сеч. В-В) в нижний бьеф или отводящий водовод. Разность отметок бьефов называется статическим напором ГЭС Н_ст, м,

Напор турбины Н, м, представляет собой разность удельных энергий е₁ на входе в турбину и е_вых на выходе из неё:

Рис. 4 Схема установки турбины на гидроэлектростанции

В соответствии с уравнением для определения удельной энергии потока можно записать:

,

где v₁ — средняя скорость в сечении I-I

Для нахождения составим уравнение Бернулли для сечений 0-0 в верхнем бьефе и I-I – у входа в турбину относительно отметки уровня нижнего бьефа

,

где

h_пот — гидравлические потери в подводящем водоводе по длине и местные (на вход в водоприёмник, на повороты и др).

учитывая, что , из уравнения определяем пьезометрическую высоту

(3)

Если отнести выходное сечение турбины к нижнему бьефу (сеч. 2-2), то удельная энергия е_вых относительно уровня нижнего бьефа будет равна:

В итоге напор турбины согласно (2) представляется соотношением

Этот напор называется напором турбинной установки нетто.(Разность удельных энергий верхнего и нижнего бьефов называется напором бруттоН_б = е₀ – е₂ или , т.е. он отличается то напора нетто на размер потерь).

Поскольку разность скоростных напоров в (4) мала, её можно не учитывать. Тогда получаем выражение для напора турбины

которое широко используется при расчётах. Следует иметь в виду, что h_пот представляет сумму всех гидравлических потерь в водоводах, подводящих воду к турбине из верхнего бьефа и отводящих её от турбин в нижний бьеф.

При точных расчётах, например, при проверке гарантий на мощность и КПД турбины, напор определяют в соответствии с принятыми международными правилами.

В этом случае выходная энергия берётся по выходящему сечению отсасывающей трубы В-В (рис. 4, а и б), причём давление находится по показанию установленных здесь пьезометров.

Часто уровень в этих пьезометрах оказывается ниже уровня нижнего бьефа на Δ h_вых . Эта величина называется перепадом восстановления и является результатом восстановления части кинетической энергии воды на выходе из отсасывающей трубы :

.

При расчётах принимают наиболее благоприятные условия, когда α_вых= 1 и напор турбины выражается формулой:

.

Напор Н по (2) показывает, насколько уменьшается удельная энергия воды, Дж/н, при прохождении через турбину.

Поскольку расход, пропускаемый турбиной, Q , м 3 /с, а весовой расход ρgQ , н/с, то энергия, теряемая жидкостью в 1с при прохождении через турбину, т.е. мощность N_Ж, отбираемая турбиной от протекающей жидкости, составляет:

Однако не вся эта мощность передаётся валу и полезно используется, так как имеются потери энергии в самой турбине, что учитывает коэффициент полезного действия (КПД) турбины η

(7)

где N – полезная мощность на валу.

Из (6) и (7) находим формулу для определения полезной мощности турбины:

Здесь N — в Вт. В подавляющем большинстве случаев турбины работают на чистой пресной воде, у которой ρ = 1000 кг/м 3 . Для этих условий при g = 9,81 м/с 2 , учитывая, что 1000 Вт = 1 кВт, получаем

Здесь Q – в м 3 /с, H — в м, при этом N – в кВт.

Эта формула широко используется при проектировании ГЭС и расчётах турбин.

КПД турбин достигает достаточно высоких значений и при наиболее благоприятном режиме работы составляет 0,94 – 0,95 или 94 – 95 %; в условиях максимальной нагрузки 0,88 – 0,93 или 88 – 93 %.

Турбина предназначена для преобразования механической энергии протекающей через неё воды в полезную энергию на вращающемся валу. В связи с этим главным показателем, характеризующим вид (систему) турбины, является форма и устройство её проточного тракта, состоящего из трёх основных элементов: рабочего колеса (рабочий орган турбины), устройств, подводящих воду к рабочему колесу, устройств, отводящих воду от рабочего колеса.

Существует большое количество различных видов турбин, однако в практике гидроэнергетического строительства широко используются лишь четыре вида турбин:

Осевые, диагональные, радиально – осевые и ковшовые.

Рассмотрим схемы их устройства и принцип действия

2.1.Осевые турбины (рис. 5) (за рубежом их обычно называют турбины Каплана) являются низконапорными турбинами, они используются при малых напорах – от 1-3 до 60-70 м.

Рабочее колесо осевой турбины, состоящее из лопастей рабочего колеса 1, укреплённых на втулке 2 с обтекателем 3, соединено с валом 12. Количество лопастей рабочего колеса может быть различным – от 4 до 8: чем больше напор, тем больше количество лопастей. Лопасти могут быть укреплены жёстко, с каким-то определённым углом наклона, в этом случае турбина называется пропеллерной. Однако для крупных ГЭС лопасти делаются поворотными, т.е. на ходу, в зависимости от условий работы (нагрузка, напор), угол установки лопастей может изменяться. Такие турбины называются поворотно — лопастными.

Поворотно-лопастные турбины сложнее пропеллерных, но у них выше энергетические показатели.

Рабочее колесо с валом представляет собой вращающуюся часть турбины. Диаметр рабочего колеса D₁ является параметром, характеризующим размер турбины.

Как видно из рисунка, поток входит на рабочее колесо и выходит в осевом направлении. Это и послужило основанием для названия этого вида турбины – «осевая».

Подвод воды к рабочему колесу осуществляется по турбинной камере, через статор (крышка турбины — 7) и направляющий аппарат.

Направляющий аппарат состоит из направляющих лопаток 8, образующих кольцевую решётку лопастей, создающую закрутку потока перед его входом на лопасти рабочего колеса. Эта закрутка проявляется в том, что вектор скорости v₀ на выходе из направляющего аппарата направлен под некоторым углом к радиусу.

Кроме того, лопатки направляющего аппарата используются для регулирования мощности, развиваемой турбиной. С этой целью каждая лопатка может поворачиваться на оси и, при синхронном повороте всех лопаток на некоторый угол, изменяется открытие d₀ от некоторого максимального значения до нуля. Соответственно изменяется пропускной расход и мощность.

Отвод воды от рабочего колеса осуществляется с помощью отсасывающей трубы, представляющей собой расширяющийся водовод (диффузор), обеспечивающий плавное снижение скорости до выхода потока в нижний бьеф. Такое снижение скорости позволяет уменьшить кинетическую энергию потока при выходе из турбины и за счёт этого повысить её КПД.

Важным конструктивным элементом является крышка турбины 7, воспринимаюшая нагрузку от давления воды. Кроме того, на крышке крепятся оси лопаток 8 направляющего аппарата и здесь же установлен направляющий подшипник 5 турбины, ограничивающий радиальные перемещения вала и рабочего колеса.

2.2. Диагональные турбины, разработанные в последние десятилетия, отличаются от осевых турбин тем, что лопасти рабочего колеса установлены с наклоном к оси вращения (угол 45 – 60 0 ).

2.3. Радиально-осевые турбины (рис. 6а) (за рубежом их обычно называют турбины Френсиса), являются средненапорными турбинами. Они используются при напорах в диапазонах от 20-25 м до 500-700 м. Радиально-осевая турбина показана на рис. 6а.

Рис. 6. Реактивные турбины малых ГЭС:

/ — рабочее колесо; 2 — вал турбины; 3 — отсасывающая труба; 4 — шестеренчатая пере­дача; 5 — генератор

Рабочее колесо радиально-осевой турбины состоит из 12-17 лопастей рабочего колеса 1, образующих круговую решётку лопастей. Лопасти жёстко заделаны в ступицу и обод, благодаря чему всё рабочее колесо получает необходимую прочность и жёсткость.

Рабочее колесо соединено с валом турбины 2. Рабочее колесо с валом представляет собой вращающуюся часть турбины. Диаметр рабочего колеса D₁ , по входным кромкам лопастей, является параметром, характеризующим размер турбины. Из рис. 6а видно, что поток входит в рабочее колесо в радиальном направлении, а выходит из него – в осевом. Это и послужило основанием для названия этого вида турбин – «радиально-осевая».

Подвод воды к рабочему колесу осуществляется через статор и направляющий аппарат.

Направляющий аппарат состоит из направляющих лопаток. Он предназначен для создания требуемого направления скорости перед входом на рабочее колесо (закрутка потока) и для регулирования расхода и мощности турбины за счёт поворота лопаток.

Отвод воды от рабочего колеса производится с помощью диффузорной отсасывающей трубы, обеспечивающей плавное снижение скорости и уменьшение кинетической энергии потока при выходе из турбины.

2.4. Ковшовые турбины (за рубежом их называют турбины Пельтона, иногда — «свободноструйные») – высоконапорные турбины, используемые при напорах более 400-600 м. Для малых ГЭС – 150-200 м. Схема ковшовой турбины показана на рис.7.

Рис. 7. Схема ковшовой турбины

Основными её элементами являются: сопло 1, к которому вода подводится по трубопроводу 2 и рабочее колесо 3, укреплённое на валу 4. Сопло и рабочее колесо установлены выше уровня воды так, что рабочее колесо вращается в воздухе.

Струя воды под действием напора Н выбрасывается из сопла со скоростью v_с , которая определяется зависимостью

(10)

Коэффициент скорости φ = 0,98 – 0,99.

Если учесть напоры, при которых используются ковшовые турбины, то видно, что скорость v_с получается очень большой: так, при Н = 600 м скорость v_с = 105 м/с.

При истечении из сопла проявляется эффект сжатия струи, в результате чего диаметр струи d_с меньше диаметра сопла.

Рабочее колесо 3 состоит из диска с рабочими лопастями 5, похожими по форме на ковши (отсюда название – «ковшовая»). Общее число лопастей – 12-14. Каждая из лопастей выполнена в виде двух криволинейных поверхностей, разделённых ножом 6. Рабочее колесо устанавливается таким образом, что ножи совпадают с осью струи: при падении на лопасть она делится на две равные части и каждая обтекает криволинейную поверхность. За счёт изменения как направления скорости воды, так и её значения создаётся давление на лопасть и образуется момент рабочего колеса, вращающий его вместе с валом. Поскольку вода натекает на лопасти (ковши) с огромной скоростью, то предъявляются очень высокие требования к точности и чистоте обработки их поверхности. Чтобы устранить при вращении удар тыльной стороны лопасти о струю, в лопасти предусмотрена специальная прорезь 7.

Мощность, развиваемую ковшовой турбиной, регулируют за счёт изменения расхода. Для этого служит игла 8: когда игла вдвинута внутрь, сопло работает полным сечением и пропускает наибольший расход (диаметр струи d_с – наибольший). По мере выдвигания иглы проходное сечение сопла сокращается, уменьшается диаметр струи и соответственно уменьшается пропускаемый расход. Игла может полностью перекрыть сопло и тогда расход будет равен нулю.

Размеры лопастей рабочего колеса ковшовой турбины обычно составляют: d = (2,8 -3,6) d_с , с = (2,5 – 2,8) d_с и е = (0,9 – 1,0) d_с .

1. Области использования турбин различных видов

Рекомендации по выбору турбин для малых ГЭС, разработанные разными фирмами, в определённой мере отличаются друг от друга, но в общем сходятся в том, что для напоров выше 200 м рекомендуются только ковшовые турбины, для меньших напоров – радиально-осевые турбины со спиральной камерой, предпочтительно с горизонтальным валом.

Вертикальные радиально-осевые турбины могут применяться при напоре до 25 м с открытой прямоугольной камерой; при низких напорах – вертикальные поворотно-лопастные турбины, капсульные с мультипликатором и без него, трубные с S-образной отсасывающей трубой (рис. 6 б).

Достаточно широко начинают применяться двукратные турбины (турбины Банки), единичная мощность которых достигает 1000 кВт. Схема двукратной турбины приведена на рис. 8.

Рис. 8. Двухкратная турбина:

/ — рабочее колесо; 2 — вал; 3 — регулирующий затвор; 4 — сопло с регулирующей иглой; 5 — трубопровод

Эти турбины имеют цилиндрическое рабочее колесо с горизонтальной осью, установленное выше уровня нижнего бьефа. Вода на рабочее колесо поступает в виде струи прямоугольного сечения и дважды протекает через лопасти (отсюда название – двукратная). Регулирование мощности производится поворотным козырьком-затвором. Эти турбины относятся к классу активных. Работа двукратных турбин возможна в диапазоне расходов от 0,02 до 8 м 3 /с, напоров – от 1 до 200 м. Их отличают простота конструкции рабочего колеса и регулятора, высокий КПД – до 80 % при нагрузках от10 дл 100 % номинальной, малая зависимость КПД от напора, дешевизна и малый срок сооружения здания МГЭС.

Продолжаются работы по обоснованию технической и экономической целесообразности использования серийных насосов и их двигателей в качестве гидротурбин и гидрогенераторов для МГЭС мощностью до 40 МВт. Для этого могут использоваться центробежные и осевые насосы с асинхронными двигателями в диапазоне мощностей от 50 до 5000 кВт и напоров от 3 до 100 м..

Стоимость насосных агрегатов примерно на 10 % ниже стоимости стандартных турбин, а общая стоимость оборудования МГЭС при этом может быть снижена на 50 %.

Области применения турбин для малых ГЭС

Дата добавления: 2016-04-14 ; просмотров: 4506 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

Основное уравнение турбомашин (уравнение Эйлера) и его анализ

Теоретическая работа, сообщенная 1 кг газа (напор), Дж/кг, при изоэнтропном (адиабатном) сжатии его от давления Р₁ до давления Р₂ может быть вычислена по известному из термодинамики соотношению (6.2):

= .

Эта же работа может быть найдена из уравнения Эйлера:

, (6.19)

где u₂ и u₁ – окружные скорости концов рабочих лопаток, м/с; с_2u и c_1u – окружные составляющие абсолютных скоростей потока на выходе и входе рабочего колеса (см. рис. 6.2).

Рис. 6.2. Треугольники скоростей газового потока на входе и выходе рабочего колеса центробежного компрессора (ЦБК)

Используя соотношения для треугольников скоростей, преобразуем уравнение Эйлера. В соответствии с теоремой косинусов из выходного треугольника можно записать:

, где ,

. (6.20)

Аналогично из входного треугольника:

. (6.21)

Подставив эти выражения в уравнение Эйлера (6.19) получим:

. (6.22)

Это преобразованное уравнение Эйлера, удобное для анализа. Здесь два последних члена выражают часть работы ТК, затраченной на прирост давления газа в рабочем колесе. Это статический напор колеса. Первый член – это динамический напор колеса, который может быть преобразован в статический напор в диффузоре ТК.

Из уравнения (6.19) видно, что максимальный напор, а следовательно, максимальное давление, развиваемое ступенью ТК, будут при , т.е. при a₁=90° (вход потока в колесо без предварительной закрутки): . Иначе

, (6.23)

где – коэффициент закрутки потока, который является характеристикой геометрии рабочего колеса. Отсюда важный вывод:

· при постоянном значении j (для одного и того же колеса), напор (удельная работа сжатия) развиваемый компрессором пропорционален квадрату частоты вращения колеса.

Максимальная окружная скорость u₂ лимитируется условиями прочности. В стационарном компрессоростроении при загнутых рабочих лопатках для применяемых материалов обычно принимают u₂@250 м/с. В таких ступенях ЦБК степени повышения давления составляют e_ст=1,3-1,5.

На практике в ЦБК могут быть использованы рабочие колеса с лопатками следующих форм (см. рис. 6.3):

Рис. 6.3. Схемы рабочих колес ЦБК: а – лопатки загнуты назад; б – лопатки радиальные; в – лопатки загнуты вперед

В соответствии с (6.23), если все три колеса одного диаметра, то при неизменной частоте вращения (u₂=const) и одинаковых условиях входа потока наименьший напор будет в колесе а) и наибольший – в колесе в).

Преобразование кинетической энергии потока в потенциальную происходит в диффузоре и обратном направляющем аппарате. Оно сопровождается значительными газодинамическими потерями. Эти потери растут с увеличением скорости c₂ (в соответствии с законом Дарси). Отсюда области применения центробежных компрессоров с разными типами колес:

1) в стационарных крупных компрессорах, для которых экономичность имеет первостепенное значение, используют рабочие колеса с лопатками, загнутыми назад (b_2л=35-55°);

2) загнутые вперед лопатки применяют в тех случаях, когда необходимо получить высокий напор в одной ступени, а величина КПД играет второстепенную роль;

3) наиболее прочные – радиальные лопатки. Они позволяют получать окружную скорость до 500 м/с. Кроме того, эти лопатки обеспечивают максимальную диффузорность, т.е. наибольший член уравнения (6.22): .

Благодаря этому в одном колесе с радиальными лопатками достижимы более высокие статические давления. Такие колеса применяются тогда, когда требуются высокие давления при минимальных габаритах и массе. Обычно в транспортных конструкциях.

В осевых компрессорах (ОК) обычно u₁=u₂, т.е. в уравнении (6.22) отсутствует член , отражающий влияние центробежных сил.

Вследствие этого ступень ОК развивает значительно меньший напор, чем ступень ЦБК. Так что при равных степенях повышения давления и других равных условиях ОК имеет значительно большее число ступеней, чем ЦБК.