Книга
← К списку книгЗагрузка разделов…
активнаАктивные записи участвуют в каталоге и синках. Неактивная книга скрыта, но не удалена из базы.
Книга
ПРЕДИСЛОВИЕ
В решениях XXVII съезда КПСС по ускоренному экономическому и социальному развитию СССР на двенадцатую пятилетку и на период до 2000 г. поставлена задача всемерного и рационального использования возобновляемых энергоресурсов. Намечено дальнейшее развитие гидроэнергетики. Предусмотрено резко форсировать технический прогресс во всех отраслях народного хозяйства, повысить качество оборудования и конечной продукции. В свете этих требований необходимо обобщить передовой опыт н активно использовать его во всех сферах деятельности.
Энергетической программой страны намечено увеличение использования возобновляемых гидроэнергоресурсов и повышение качества вырабатываемой электроэнергии. Благодаря своим высоким маневренным свойствам ГЭС и ГАЭС способствуют повышению качества электроэнергии в энергетических системах. Кроме того, ГАЭС, заполняя ночные провалы суточного графика потребления электроэнергии, позволяют не снижать мощность и выработку на атомных электростанциях, для которых технически и экономически необходим преимущественно базисный режим работы.
Издание технических справочников и справочных пособий, отражающих современное состояние гидроэнергетики, имеет существенное значение. Справочная литература по оборудованию гидроэлектростанций за последние годы предназначалась в основном для конструкторов гидротурбин и эксплуатационного персонала ГЭС.
Для большого круга специалистов проектировщиков гидроэлектростанций аналогичных пособий нет. Изданные в 1986 г. Минэнерго СССР отраслевые «Нормы технологического проектирования гидроэлектрических и гидроаккумулирующих электростанций* (ВНТП-41—85) содержат весьма общие рекомендации по гидротехническим сооружениям и оборудованию. Изданная в 1958 г. книга «Турбинное оборудование гидроэлектростанции» под редакцией проф. А. А. Морозова в свое время достаточно полно отразила состояние в области оборудования гидроэлектростанций. Прошсд- шсс тридцатилетие после выхода книги характеризуется значительным техническим прогрессом в области энергетического ма
шиностроения, строительством уникальных гидроэлектростанций. Эти достижения обобщены в настоящем справочном пособии. Здесь в первую очередь отражен отечественный опыт как проектирования и строительства ГЭС и ГАЭС, так и оснащения их оборудованием. Кроме того, приведены характеристики отечественного гидротурбинного оборудования, изготовленного заводами для гидроэлектростанций СССР и ряда зарубежных гидроузлов.
Справочное пособие составлено на основе современных достижений в области гидроэнергетического оборудования. Оно может способствовать дальнейшему совершенствованию оборудования к повышению качества проектов ГЭС и ГАЭС. Приведены характеристики и параметры отечественного оборудования, используемого на построенных, строящихся и запроектированных ГЭС и ГАЭС, а также сведения по оборудованию, изготовленному зарубежными фирмами.
Справочное пособие «Гидроэнергетическое и вспомогательное оборудование гидроэлектростанций» состоит из двух томов,
В т. 1 описывается основное оборудование ГЭС и ГАЭС: в первой части тома — «Основное оборудование ГЭС», во второй — «Основное оборудование ГАЭС». В первой части имеется четыре раздела: «Турбинное оборудование ГЭС», «Система автоматического управления гидромашипами», «Гидрогенераторы», «Гидроагрегаты ГЭС». Вторая часть состоит из трех разделов: «Насос - турбинное оборудование ГАЭС», «Электрические машины ГАЭС», «Гидроагрегаты ГАЭС и ПЭС’». К т. 1 дано приложение «Натурные испытания гидроагрегатов».
В т. 2 имеется пять разделов: «Механическое и крановое оборудование». «Вспомогательное оборудование», «Примеры компоновки оборудования ГЭС и ГАЭС», «Организация монтажа оборудования», «Организация эксплуатации оборудования».
Авторский коллектив справочного пособия состоит из научных работников и специалистов производственного объединения турбостроения «Ленинградский мстал-
Материалы по ПЭС даны в небольшом объеме для общего представления об оборудовании приливных электростанций.
лическин завод» (HU ДМ3), СКЬ <1идро- сталь», Всесоюзного научно-исследовательского института электромашиностроения, научно-производственного объединения «Электросила», Всесоюзного проектно-изыскательского и научно-исследовательского института «Гпдропроскт» им. С. Я. Жхка, производственного объединения «Союзтех- эперго», производственного объединения атомного турбостроения «Харьковский турбинный завод». Ленинградского политехнического института им. М. И. Калинина, Московского инженерно-строительного института им. В. В. Куйбышева.
Научные руководители: академик И. А. Глебов, профессор Д. С. Щавелев, главный конструктор гидравлических машин ПО ЛМЗ О. С. Бабанов.
Справочное пособие (т. I) написали авторы: гл. 1—инж. Ф. В. Аносов, канд. техн, наук Л. Ф. Абдурахманов (§ 1.4); гл. 2— инж. Ф. В. Аносов, канд. техн, наук Л. Ф. Абдурахманов (§ 2.2, 2.5 и 2.6) и проф. В. М. Малышев; гл. 3 —чл.- корр. АН СССР Ю. С. Васильев, кандидаты техн, наук И. С. Саморуков и Л. Ф. Абдуракманов (§ 3.3); гл. 4 — ниж. Ю. Н. Лиуконен и канд. техн, наук
Н. И. Пылаев |; §4.7 — проф. В.М. Ма- лышев; гл. 5—канд. техн, наук Н. И. Пылаев; гл. 6 н 7 — канд. техн, наук Л. Ф. Абдурахманов; § 7.1—проф. В. М. Малышев; гл. 8 — канд. техн, наук Г. Я. Яблонский; гл. 9 — инженеры Б. Н. Ананьин, Л. А. Клявин и В. С. Лычак; гл. 10 — инж. В. А. Галкин, гл. 11 —инж. П.М. Байков; гл. 12 — инж. О. П. Семечкин; гл. 13— инженеры Б. Н. Ананьин н Л. А. Клявин; гл. 14—инж. Г. Б. Пинский и чл.-корр. АН СССР Я- Б. Данилевич; гл. 15 — инж. Ю. А. Дегусаров и чл.-корр. АН СССР
Я. Ь. Данилевич; гл. 16 и 18 — академик И. А. Глебов; гл. 17 — чл.-корр. АН СССР Я. Б. Данилевич; гл. 19 — докт. техн, паук, проф. Д. С. Щавелев (§ 19.1, 19.3, 19.4), канд. техн, паук Л. Ф. Абдурахманов (§ 19.2), проф. В. М. Малышев § 19.5, 19.6 и 19.7): гл. 20 — инж. М. Ф. Красильников; г.1.21 —чл.-корр. All СССР Ю. С. Васильев и проф. Г. А. Прстро; гл. 22 — докт. техн, наук, проф. Г. И. Кривченко; гл. 23 — канд. техн, наук О. С. Бабанов, мнж. К. П. Лап- шипов; гл. 24 — кандидаты техн, наук А. А. Сотников и Н. И. Пылаев: гл. 25 — канд. техн, наук И. М. Пылев (§ 25.1—25.5) н проф. Г. А. Претро (§ 25.6); гл. 26 и 27 — чл.-корр. АН СССР Я. Б. Данилевич, гл. 28— канд. техн, наук В. А. Умов (§ 28.1), инж. М. Ф. Красильников (§ 28.2 и 28.4), докт. техн, наук, проф. Г. И. Кривченко (§ 28.3, 28.5 и 28.6); гл. 29 — канд. техн, наук А. А. Варламов; приложения — канд. техн, наук Л. П. Михайлов и инж. М. Ф. Красильников (П.1), чл.-корр. АН СССР Я. Б. Данилевич (П.2).
В редактировании гл. 1—8 и 22—25 принимал участие проф. В. М. Малышев и гл. 16 и 18 —чл.-корр. АН СССР Я. Б. Данилевич.
Авторы выражают благодарность за ценные рекомендации докторам технических наук, профессорам Д. А. Бутаеву и А. А. Иванову-Смоленскому я инженерам В. А. Линючеву, Р. С. Брук и В. Г. Дубинину, а также канд. техн, наук В. В. Елистратову за тщательное редактирование рукописи.
Просьба присылать критические замечания по адресу: 113114, Москва, М-114, Шлюзовая наб., 10, Элергоатомиздят.
Чл.-корр. АН СССР JO. С. Васильев, докт. техн. наук. проф. Д. С. Щавелев
Часть 1
Основное оборудование гидроэлектростанций
Раздел 1
ТУРБИННОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ГЭС
Глава /
СИСТЕМЫ И ПАРАМЕТРЫ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ТУРБИН
КЛАССИФИКАЦИЯ И ОБЛАСТИПРИМЕНЕНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХТУРБИН
Гидравлическая турбина— машина, преобразующая энергию потока воды в механическую энергию вращения рабочего колеса, которое приводит во вращение ротор генератора электрического тока. Турбина и генератор вместе образуют гидроагрегат.
Гидроэлектрическая станция (ГЭС) представляет собой комплекс гидротехнических сооружений, создающих напор, подводящих к турбинам и отводящих от них воду, и здания ГЭС, в котором размещаются гидроагрегаты, механическое и электрическое оборудование.
Путем возведения гидротехнических сооружений можно создавать напоры от 3 до 2000 м. если это позволяет водоток и рельеф местности. Имеются три основные схемы использования водной энергии [1, 2. 3):
плотинная — сосредоточенный напор создается плотиной (рис. 1.1);
деривационная — сосредоточенный напор создается с помощью деривационных сооружений — каналов, туннелей, трубопроводов (рис. 1.2);
плотинно-деривационная — напор создается как плотиной, так и де- рнвацней, которая отходит от плотины в виде деривационного капала, туннеля или трубопровода.
При большом разнообразии сочетаний напоров и расходов для разных ГЭС требуются гидротурбины различных классов и систем, отличающиеся размерами и конструкциями.
Классификация современных гидротурбин приведена в табл. 1.1. В настоящее время применяются гидротурбины двух классов — реактивные и активные. Деление на классы производят в зависимости от вида гидравлической энергии, преобразуемой рабочим колесом турбины.
Рис. IJ. Схема гидроэлектростанции с реактивной поворотно-лопастной турбиной:
/ — линия энергии; II — пьезометрическая линия; О—О— плоскость сравнения; У —турбияПая камера: 2 — статор турбины; 3 — направляющий аппарат; 4 — камера рабочего колеса; 5—рабочее колесо; 6 — отсасывающая труба: 7—механизмы турбины; 5 — напорный водовод; 9—водоприемник; 10 — генератор;
ft— здание ГЭС
т 8 6 л и ц а 1.1. Основная классификация гидротурбинКлассСистема гидротурбинТип гидротурбин Напор, мДиаметр рабочего колеса.Осноя- прпзнакДополнительный признакосвоем-1986 г.позмож2ОО0 гКРеактивныеОсевыеГоризонтальные капсульныеПЛ 7. ПЛ 10. ПЛ 15, ПЛ 20, ПЛ 253-20253,55—10Пропеллерные и поворотно-лопастные вертикальныеПЛ 10, ПЛ 15, ПЛ20.ПЛЗО. ПЛ40, ПЛ50, ПЛ60, ПЛ70, ПЛ803-80851,8—12ДиагональныеДиагональные поворотно-лопастные вертикальныеПЛД50. ПЛД70, ПЛД90. ПЛД И 5.ПЛД 140, ПЛД 17040-1351701,8-9Ра- дналь- но-осе- выеРадиально-осевыеВертикальные *’РО45, РО75. РО115POI40, РО170,РО230, РОЗ 10,РО400, РО500, РО60030—7008001,25-10IiАктивныеКовшовыеВертикальныеК400. К600, К1000, К1500250—170020001,120-5 т 8 6 л и ц а 1.1. Основная классификация гидротурбинКлассСистема гидротурбинТип гидротурбин Напор, мДиаметр рабочего колеса.Осноя- прпзнакДополнительный признакосвоем-1986 г.позмож2ОО0 гКРеактивныеОсевыеГоризонтальные капсульныеПЛ 7. ПЛ 10. ПЛ 15, ПЛ 20, ПЛ 253-20253,55—10Пропеллерные и поворотно-лопастные вертикальныеПЛ 10, ПЛ 15, ПЛ20.ПЛЗО. ПЛ40, ПЛ50, ПЛ60, ПЛ70, ПЛ803-80851,8—12ДиагональныеДиагональные поворотно-лопастные вертикальныеПЛД50. ПЛД70, ПЛД90. ПЛД И 5.ПЛД 140, ПЛД 17040-1351701,8-9Ра- дналь- но-осе- выеРадиально-осевыеВертикальные *’РО45, РО75. РО115POI40, РО170,РО230, РОЗ 10,РО400, РО500, РО60030—7008001,25-10IiАктивныеКовшовыеВертикальныеК400. К600, К1000, К1500250—170020001,120-5Рис. 1.3. Схемы гидротурбин различных систем:Рис. 1.3. Схемы гидротурбин различных систем:а — осевая вертикальная; б — раднально-осевая вертикальная: в — диагональная вертикальная; i —капсульная горизонтальная; а — ковшовая горизонтальнаяа — осевая вертикальная; б — раднально-осевая вертикальная: в — диагональная вертикальная; i —капсульная горизонтальная; а — ковшовая горизонтальнаяРис. 1.2. Схемы деривационной ГЭС: а —с деривационным каналом; б—с напорным туннелем; /— напорный бассейн; 5 — водоприемник; 3 — напорный туннель; 4 — уравнительный резервуар; 5 — помещение затворов; <—турбинные водоводы; 7 — распределительный коллектор с соплами; Я — ковшовая турбина; 5 — генератор; 10 — здание ГЭС; // — линии элсктропере-Рис. 1.2. Схемы деривационной ГЭС: а —с деривационным каналом; б—с напорным туннелем; /— напорный бассейн; 5 — водоприемник; 3 — напорный туннель; 4 — уравнительный резервуар; 5 — помещение затворов; <—турбинные водоводы; 7 — распределительный коллектор с соплами; Я — ковшовая турбина; 5 — генератор; 10 — здание ГЭС; // — линии элсктропере-ПЛ поворотно-лопастная, ПЛД — поворотно-лопастная — ковшовая, а цифры — максимальный напор в метрах, радиально-осевые турбины горизонтального исполнения.ПЛ поворотно-лопастная, ПЛД — поворотно-лопастная — ковшовая, а цифры — максимальный напор в метрах, радиально-осевые турбины горизонтального исполнения.Рис. 1.4. Схемы рабочего колеса модельных гидротурбинРис. 1.4. Схемы рабочего колеса модельных гидротурбинЛ, -310Л, -310разной быстроходности:разной быстроходности:а — осевая турбина высокой быстроходности: б —осевая турбина средней быстроходности: в — ради-ально-осевая турбина быстроходная: г— радиально-осевая турбина тихоходнаяа — осевая турбина высокой быстроходности: б —осевая турбина средней быстроходности: в — ради-ально-осевая турбина быстроходная: г— радиально-осевая турбина тихоходная
т 8 6 л и ц а 1.1. Основная классификация гидротурбин
Класс
Система гидротурбин
Тип гидротурбин
Напор, м
Диаметр рабочего колеса.
Осноя- прпзнак
Дополнительный признак
освоем-
1986 г.
позмож
2ОО0 гК
Реактивные
Осевые
Горизонтальные капсульные
ПЛ 7. ПЛ 10. ПЛ 15, ПЛ 20, ПЛ 25
3-20
25
3,55—10
Пропеллерные и поворотно-лопастные вертикальные
ПЛ 10, ПЛ 15, ПЛ20.
ПЛЗО. ПЛ40, ПЛ50, ПЛ60, ПЛ70, ПЛ80
3-80
85
1,8—12
Диагональные
Диагональные поворотно-лопастные вертикальные
ПЛД50. ПЛД70, ПЛД90. ПЛД И 5.
ПЛД 140, ПЛД 170
40-135
170
1,8-9
Ра- дналь- но-осе- вые
Радиально-осевые
Вертикальные *’
РО45, РО75. РО115
POI40, РО170,
РО230, РОЗ 10,
РО400, РО500, РО600
30—700
800
1,25-10I
i
Активные
Ковшовые
Вертикальные
К400. К600, К1000, К1500
250—1700
2000
1,120-5
т 8 6 л и ц а 1.1. Основная классификация гидротурбин
Класс
Система гидротурбин
Тип гидротурбин
Напор, м
Диаметр рабочего колеса.
Осноя- прпзнак
Дополнительный признак
освоем-
1986 г.
позмож
2ОО0 гК
Реактивные
Осевые
Горизонтальные капсульные
ПЛ 7. ПЛ 10. ПЛ 15, ПЛ 20, ПЛ 25
3-20
25
3,55—10
Пропеллерные и поворотно-лопастные вертикальные
ПЛ 10, ПЛ 15, ПЛ20.
ПЛЗО. ПЛ40, ПЛ50, ПЛ60, ПЛ70, ПЛ80
3-80
85
1,8—12
Диагональные
Диагональные поворотно-лопастные вертикальные
ПЛД50. ПЛД70, ПЛД90. ПЛД И 5.
ПЛД 140, ПЛД 170
40-135
170
1,8-9
Ра- дналь- но-осе- вые
Радиально-осевые
Вертикальные *’
РО45, РО75. РО115
POI40, РО170,
РО230, РОЗ 10,
РО400, РО500, РО600
30—700
800
1,25-10I
i
Активные
Ковшовые
Вертикальные
К400. К600, К1000, К1500
250—1700
2000
1,120-5
Рис. 1.3. Схемы гидротурбин различных систем:
Рис. 1.3. Схемы гидротурбин различных систем:
а — осевая вертикальная; б — раднально-осевая вертикальная: в — диагональная вертикальная; i —капсульная горизонтальная; а — ковшовая горизонтальная
а — осевая вертикальная; б — раднально-осевая вертикальная: в — диагональная вертикальная; i —капсульная горизонтальная; а — ковшовая горизонтальная
Рис. 1.2. Схемы деривационной ГЭС: а —с деривационным каналом; б—с напорным туннелем; /— напорный бассейн; 5 — водоприемник; 3 — напорный туннель; 4 — уравнительный резервуар; 5 — помещение затворов; <—турбинные водоводы; 7 — распределительный коллектор с соплами; Я — ковшовая турбина; 5 — генератор; 10 — здание ГЭС; // — линии элсктропере-
Рис. 1.2. Схемы деривационной ГЭС: а —с деривационным каналом; б—с напорным туннелем; /— напорный бассейн; 5 — водоприемник; 3 — напорный туннель; 4 — уравнительный резервуар; 5 — помещение затворов; <—турбинные водоводы; 7 — распределительный коллектор с соплами; Я — ковшовая турбина; 5 — генератор; 10 — здание ГЭС; // — линии элсктропере-
ПЛ поворотно-лопастная, ПЛД — поворотно-лопастная — ковшовая, а цифры — максимальный напор в метрах, радиально-осевые турбины горизонтального исполнения.
ПЛ поворотно-лопастная, ПЛД — поворотно-лопастная — ковшовая, а цифры — максимальный напор в метрах, радиально-осевые турбины горизонтального исполнения.
Рис. 1.4. Схемы рабочего колеса модельных гидротурбин
Рис. 1.4. Схемы рабочего колеса модельных гидротурбин
Л, -310
Л, -310
разной быстроходности:
разной быстроходности:
а — осевая турбина высокой быстроходности: б —осевая турбина средней быстроходности: в — ради-ально-осевая турбина быстроходная: г— радиально-осевая турбина тихоходная
а — осевая турбина высокой быстроходности: б —осевая турбина средней быстроходности: в — ради-ально-осевая турбина быстроходная: г— радиально-осевая турбина тихоходная
Реактивные турбины являются самыми распространенными и применяются при наиболее часто встречающихся напорах па ГЭС (от 3 до 700 м).
Турбины реактивного класса делят на системы по принципу протекания потока воды по рабочему колесу (па рис. 1.3 показано стрелками). Если поток поступает
на лопасти рабочего колеса и протекает по ним в направлении, параллельном оси вращения турбины, то такие турбины называют осевыми (рис. 1.3, а, г). В турбинах, где меридианные составляющие скорости наклонны относительно оси турбины, названы диагональными (рис. 1.3, в). Турбины, лопасти рабочего колеса которых устанавливаются в зоне поворота меридианных скоростей из радиального н-аправления в осевое, названы радиально-осевыми (рис. 1.3, б).
Дополнительным признаком системы является возможность поворота лопастей рабочего колеса и изменение расположения оси турбины.
Активные турбины, преобразующие кинетическую энергию потока с помощью си
стемы ковшей, названы ковшовыми (рис. 1.3, д).
Типы турбин (табл. 1.1). Каждая система включает несколько типов турбин (серин), характеризуемых геометрическим подобием элементов проточной части и одинаковыми относительными потерями в ней.
Обобщенным показателем типа турбины является коэффициент быстроходности п, (более подробно см. § 1.5). По значению л, турбины делятся на тихоходные, средине и быстроходные.
Быстроходность турбины определяется в основном формой проточной части рабочего колеса, а также числом и формой его лопастей (рис. 1.4), Типы турбин мпр-
6
7
Рис. 1.6. Основные геометрические параметры гидротурбин: о — осевая вертикальная; б — диагональная вертикальная; в — рядиально-оссвая быстроходная; г — ра- днально-осеоая тихоходная; д— ковшоваяРис. 1.6. Основные геометрические параметры гидротурбин: о — осевая вертикальная; б — диагональная вертикальная; в — рядиально-оссвая быстроходная; г — ра- днально-осеоая тихоходная; д— ковшовая
Рис. 1.6. Основные геометрические параметры гидротурбин: о — осевая вертикальная; б — диагональная вертикальная; в — рядиально-оссвая быстроходная; г — ра- днально-осеоая тихоходная; д— ковшовая
Рис. 1.6. Основные геометрические параметры гидротурбин: о — осевая вертикальная; б — диагональная вертикальная; в — рядиально-оссвая быстроходная; г — ра- днально-осеоая тихоходная; д— ковшовая
Рис. 1.5. Рабочие характеристики гидротурбин:
7 — коошовая; 5 — поворотно-лопастная; 3— ра-диально-осевая; 4 — пропеллерная
кируют по типу рабочего колеса. Так как с турбиной могут применяться различные спиральные камеры, отсасывающие трубы и др., то тип рабочего колеса должен включать несколько серий.
Указанные в табл. 1.1 границы напоров (условные) установлены, исходя из допускаемых целесообразных высот отсасывания (для реактивных турбин), а также по условиям прочности лопасти (см. гл. 6, 7).
На рис. 1.5 приведены зависимости КПД от мощности турбины разных типов (см. также гл. 6).
Для того чтобы выбрать оптимальные тип и систему турбины, необходимо проводить технико-экономические расчеты и всесторонний анализ с учетом основных преимуществ и недостатков рассматриваемых вариантов, сравнительных данных по массе н стоимости энергетического оборудования, габаритам, возможности транспортировки к месту назначения (см. § 19.2 и 19.3). На рис. 1.6 приведены основные геометрические характеристики различных гидротурбин.
МОЩНОСТЬ ПОТОКА, НАПОРИ МОЩНОСТЬ ТУРБИНЫ
В подиоэисргетических расчетах и а - пор ГЭС принимается равным
//гэс « VVBB - ГУНЕ - hB C = ” //у — ^В — С’ О-*)
где Нв-с — потерн напора при движении воды от водозабора (сечение В — В) до турбинной камеры (сечение С — С), которые состоят из потерь напора на вход в турбинный водовод, на преодоление сопротивления сороудерживающих решеток, на трение воды о стенки водовода и т. п. (рис. 1.1). Все эти потерн составляют 2— 5 % геометрического напора Яо [9].
В расчетах, требующих высокой точности, например при определении КПД турбины, учитывается также кинетическая энергия потока в рассматриваемых сечениях. На рис. 1.1 показано определение напоров для ГЭС с реактивными турбинами, а на рис. 1.2,а — с активными турбинами.
Удельную энергию 1 кг массы жидкости э в данном сечении потока измеряют в джоулях (I Дж — I Н м). В гндротурбо- строенин применяют показатель удельной энергии 1 Н веса жидкости е = з^ в Дж/Н или Н м/Н = м, т. е. в единицах напора-— метрах.
Удельная энергия с потока воды в каждом его сечении может быть представлена трехчленом
где z — удельная потенциальная энергия положения, м (высота расположения центра тяжести данного живого сечения потока над плоскостью сравнения); р/у — удельная потенциальная энергия избыточного давления,
м (пьезометрическая высота, рапная глубине погружения центра тяжести данного живою сечения под уровень воды); р— избыточное давление, Па; у — удельный вес жидкости, Н/м3; av^Sg — удельная скоростная энергия (скоростной напор); и—средняя скорость течения вдды в данном сечении, м/с: а — коэффициент Кориолиса; g — ускорение свободного падения, м/с’.
Разность значений е в сечениях потока В — В и К — К представляет собой напор брутто плп напор гидроагрегат- и о г о блока
^б""€в еК‘
Рабочим напором И реактивной турбины (точнее, турбинной установки, включающей турбинную камеру, рабочее колесо турбины и отсасывающую трубу) согласно Рекомендациям МЭК считают разность значений удельной энергии потока во входном сечении С— С в турбинную камеру и в конечном сечении К — К за отсасывающей трубой с наивысшей отметкой нижнего бьефа (рис. 1.1)
И = ес — е^.
Рабочий напор гидротурбины можно опр<Л1бЯйть, зная Удельную энергию в сечениях В — В и К — К и потери напора на участке между сечениями В — В и С—С;
Н "ев ек ^в-с
aSuBaSuBв-св-с(1.2)(1.2)Скорость воды перед водоприемником ид обычно невелика, поэтому членом aBUfl/(2g) часто пренебрегают.
aSuB
aSuB
в-с
в-с
(1.2)
(1.2)
Для активных (ковшовых) турбин под рабочим напором понимается разность значений удельной энергии потока во входном сечении соплового патрубка или распределительного коллектора в сечении С — С и на выходе из рабочего колеса в сечении К— К (рис. 1.2, а)
H==ec-eK = eB-eK~hB-c- <L3) где Лд_с — потери напора в подводящем водоводе.
Часть полного напора hv в активных турбинах не используется.
Если на ГЭС (рис. 1.2, а) устанавливается реактивная турбина, например радиально-осевая, то напор определяется по формуле (1.2).
В схеме плотинно-деривационной ГЭС (рис. 1.2,6) в зависимости от класса установленной турбины напор определяют по формуле (1.2) или (1.3).
Если напор //о, м, расход воды Q, м3/с, то работа, которую может совершить вода в 1 с, т. с. потенциальная мощность водотока No. кВт, равна
No = pgQHfi =- yQHe =* 9.81Q7/6, (t,4)
где л — плотность воды, кг/м3.
Полезная мощность на валу турбины N, кВт, с учетом всех потерь
^^9,81Q^цт; (1.6)
электрическая мощность гидроагрегата Р. кВт.
P-W^H^g.SlQ^nra, (L6)
где И — рабочий напор гидротурбины, м; Лт. Лген» Лга — КПД соответственно турбины, генератора и гидроагрегата.
УСЛОВИЯ МОДЕЛИРОВАНИЯИ КРИТЕРИИ ПОДОБИЯ
В современных условиях основным средством изучения сложных физических явлений, происходящих в гидротурбинах, являются экспериментальные модельные исследования, проводимые в лабораториях с применением .методов моделирования. Методы моделирования, основанные на теории подобия, широко используются в отечественной и зарубежной практике гидротурбо- строепия.
Достоинство методов моделирования заключается в том, что изучение явлений, происходящих в натурных условиях, может быть выполнено с достаточной полнотой на моделях.
Методы моделирования позволяют изучать практически все процессы, происходящие в гидротурбинах. В основе исследований рабочих процессов на моделях и в пересчете результатов этих исследований на натурные условия лежит выполнение трех условий, вытекающих из теории подобия механических процессов в потоках жидкости.
Условие геометрического подобия. Для полного соблюдения этого условия необходимо, чтобы все линейные размеры обтекаемых поверхностей проточной части турбины (турбинной камеры, статора, направляющего аппарата, рабочего колеса, отсасывающей трубы) и ее модели были пропорциональны н имели равные значения относительной шероховатости. При этом предполагается соблюдение подобия также в положении и форме лопаток направляющего аппарата и лопастей рабочего колеса, а для ковшовой турбины — сопла.
Условие кинематического подобия, которое требует, чтобы в любых соответствующих точках проточной части турбины и сс модели в одинаковые моменты времени векторы одноименных скоростей должны иметь одно направление и их значения должны быть пропорциональны
напорам, т. с. чтобы осуществлялось подобно треугольников скоростей в соответствующих точках потока. Режимы, удовлетворяющие условиям кинематического подобия. называют изогональными.
Условие динамического подобия. Для его соблюдения необходимо обеспечить пропорциональность сил, действующих в геометрически подобных точках турбины к модели при изогональных режимах. Это обеспечивается равенством для модельной и натурной турбин следующих кри- терпев: числа Рейнольдса Re — ulh-. числа Фруда Fr = v'jgL числа Струхаля Sh * o/nlt числа Эйлера Eu = Др/рг'-. где с — скорость в соответствующих точках потока, м/с; / — характерный линейный размер (обычно номинальный диаметр рабочего колеса турбины Z>i), м; v — кинематическая вязкость жидкости (воды), м’/с л— частота вращения турбины, об/мин; ^p— перепад давления. Па.
Как правило, смоделировать все действующие силы одновременно технически невозможно и даже практически нецелесообразно. Поэтому в практике моделирования гидротурбин стремятся обеспечить coj блюдепне критерия подобия, наиболее важного для исследуемого гидродинамического явления, в зависимости от того, какие силы являются определяющими.
Критерий Рейнольдса Re. Для соблюдения равенства Re двух геометрически подобных потоков должна быть обеспечена пропорциональность сил вязкости н сил инерции.
Применительно к гидротурбинам Re обычно выражают через диаметр рабочего колеса Dt и напор Hi
R с —.(I • /)
Особо важное значение Re имеет при энергетических исследованиях реактивных гид* ротурбин, а также при моделировании напорных водоводов, где силы вязкого трения имеют преобладающее значение. Поэтому в этих случаях стремятся обеспечить равенство чисел Рейнольдса.
Критерий Фруда Fr. Равенство значений Fr, обеспечивающее пропорциональность массовых сил и сил инерции, стремятся соблюдать при исследовании активных гидротурбин, гидротурбинных блоков, изучении эффекта эжекции в нижнем бьефе ГЭС и в других случаях течения воды со свободными поверхностями, где главную роль играют гравитационные силы.
Число Фруда можно выразить:
^ = Н!фхК\(1.8)
Критерий Струхаля Sh. Равенство значений Sh требуется соблюдать при моделировании нестационарных (неуста повившихся) явлений в гидротурбинах.
Число Струхаля можно выразить:
Sh -* ^вНКпОху (|,9)
Этот критерий имеет важное значение при исслсдопанип переходных процессов в гидротурбинах.
Критерий Эйлера Ей. При соблюдении равенства чисел Re и Sh в двух геометрически подобных потоках (при исключении сил тяжести) обеспечивается равенство числа Эйлера, которое выражает отношение сил давления (перепада давления Др) к силам инерции. Число Эйлера обычно представляют в виде:
Еи^/УО’/сД (1.10)
При соблюдении полного динамического подобия потоков на модели и в натурных условиях обеспечивается пропорциональность всех сил, включая и силы сопротивления, а потому относительные потери и гидравлический КПД в этих турбинах теоретически должны быть одинаковыми.
Однако на практике при моделировании гидротурбин нс удается обеспечить полного динамического подобия в основном из-за невозможности обеспечить пропорциональность сил вязкости. Поэтому гидромеханические процессы моделируются лишь приближенно. Для полного динамического подобия модель испытывают или в жидкости с малой вязкостью, или при значительно большем напоре.
ПРИВЕДЕННЫЕ ВЕЛИЧИНЫИ КОЭФФИЦИЕНТБЫСТРОХОДНОСТИ
В практике гндротурбостроения при сопоставлении результатов энергетических исследовании обычно используются приведенные величины, полученные из сопоставления чисел Эйлера и Струхаля, которые имеют вид:
1 В^Н*1 В^Н*(1.11)
1 В^Н*
1 В^Н*
(1-12)
(1.13)
где п — частота вращения турбины, об/мин; Q —расход воды, проходящей через турбину, м3/с; // — рабочий напор на турбине, м; N — мощность турбины, кВт.
Приведенные величины определяются при диаметре рабочего колеса 1 м и напоре 1 м.
При соблюдении равенства критериев подобия эти величины становятся одинаковыми для всей серии геометрически подобных гидротурбин. Однако, как указыва-
-лось рапсе, при моделировании полностью эти критерии не соблюдаются и для модели и натурной турбины эти значения не
совпадают. поэтому при пересчетах рекомендуется вводить поправку. Тогда
”|н “ л1м V^r. и/^г. м *
Qjh $Im W ^г. н/^г.м ^и
(I.M)(I.M)/// Лам Лк
(I.M)
(I.M)
^н“^1муПг.и/пг.м ——.
где лг. >,. Ла». Лн —КПД натурной турбины соответственно гидравлический, объемный и полный; 1]г. м, Л<?м, Л* — КПД модели соответственно гидравлический, объемный и полный.
Приведенные величины имеют размерность (м/с3)1^2, но на практике нм условно присваиваются размерности соответственно частоты вращения — об/мин, расхода — м3/с или л/с и мощности — кВт. Такой искусственный прием нашел широкое распространение в практике гидротурбостроення многих стран.
Для сопоставления и выбора турбин по результатам испытаний моделей строят характеристики в координатах л, и Qv определяющие основные параметры турбин данного типа (см. гл. 7).
Одним из основных показателей эффективности гидротурбин является коэффициент быстроходности л,, который характеризует серию турбин и зависит от напора, мощности и частоты вращения турбины.
Коэффициент быстроходности равен частоте вращения турбины данного типа с таким диаметром рабочего колеса, при котором она развивает мощность N = 1 кВт при напоре В = I м
п$ 1,167л.(115)
В л/li
Численное значение л, определяют по формуле (1.15), подставляя в нес значение N в кВт. умноженное на 0,736 [8]. В этом случае выражение для п$ имеет вид
= л —,(1.16)
где N — в л. с.
Формула (Мб) используется в расчетах за рубежом.
Рассчитанные по (Мб) значения л, приводятся в данном справочном пособии. Значения л,, рассчитанные по (1.15), в 0,86 раза меньше.
В литературных источниках применяется также коэффициент' быстроходности л,, определяемый по формуле
Результаты статистической обработки коэффицентов быстроходности показали, что для гидротурбины одной я тон же серии произведение н« V^ “ А мало зависит от напора (см. рис. 19.2). Поэтому при анализе параметров гидротурбин в ряде случаев удобнее пользоваться не коэффициентом быстроходности, а коэффициентом уровня быстроходности к (по терминологии иностранных источников Л-фактором).
При анализе параметров гидротурбин в иностранных источниках довольно часто встречаются значения л, и к, о которых // — 1 фут, N = 1 британская л. с. в английской системе единиц. Поскольку 1 фут = = 0,3048 м, 1 британская л. с. = = 1,0138 л. с. (метрическая), то
п$ (метрнч) ~ 4,44л5 (брНТр ^(метрич) ” ^'^^^(брнт)" (1-17)
Сравнение турбин по быстроходности производят при расчетном напоре и номинальной мощности.
ПАРАМЕТРЫ ГИДРОТУРБИН
Основными параметрами, характеризующими гидротурбину, являются: напор В, м; расход воды Q, м3/с; мощность на валу турбины N. кВт; коэффициент быстроходности л,; частота вращения турбины (нормальная и максимальная) л, об/мин; номинальный диаметр рабочего колеса Dt, м; коэффициент полезного действия турбины ii; высота отсасывания В,, м. Здесь и далее напор понимается как рабочий напор.
Одним из основных параметров гидротурбины, характеризующих геометрические размеры и массу, является номинальный (расчетный) диаметр рабочего колеса Dv (рис. 1.6). В отечественной практике за номинальный диаметр рабочего колеся О\ у осевых и диагональных ПЛ турбин принимается диаметр окружности точек пересечения поверхности камеры рабочего колеса и осей лопастей (см. рис. 1.6, я н б); у РО турбин ‘ наибольший диаметр расположения лопастей считается по входным кромкам (см. рис. 1.6, в и г); у ковшовых турбин — диаметр окружности, соосной с рабочим колесом и касательной к центральной осн струн, выходящей из сопла (см. рис. 1.6, д).
Для определения D^ исходными данными являются: номинальная мощность турбины Л7, кВт; расчетный приведенный расход воды Qjp, м3/с, и расчетный напор В м, определение которого дано в § 19.1.
’ У турбин, изготовленных зарубежными фирмами, панбольший диаметр расположения лопастей считается по выходным кромкам.
И
Рис. 1.7. Рабочая характеристика модели радиально-осевой гидротурбины
Для радиально-осевых и пропеллерных турбин Qlp определяется для nip на линии 5%-ного запаса мощности, показанной на универсальных характеристиках. Линия 5 %-ного запаса мощности наносится на универсальную характеристику на основе рабочей характеристики модели (рис. 1.7).
Для поворотно-лопастных турбин значение Q|p определяется технико-экономическим расчетом (см. § 19.3).
В точке пересечения л|р и Qlp определяют расчетное значение КПД модели пм.
Номинальный диаметр Д, турбин ПЛ и РО определяется по формуле
D = / N
V ^„"р^м + а*!)
где Q — максимальный расход турбины, м’/с, при Нр, м, и номинальной мощности турбины N, кВт. Поправка к КПД Дц, полученная за счет большего диаметра натурной турбины по сравнению с моделью, задается приблизительно и уточняется для полученного диаметра по формулам, приведенным в гл. 7. Полученное значение диаметра округляется до ближайшего значения в ряду предпочтительных значений О,, указанных в табл. 6.4.
При принятом О, определяется ч а ■ с то та вращения турбины, об/мин: П = ^.^"ер- вз_ = "ip V^, (I19)
где //ср вз — средневзвешенный напор (см. § 19.1).
В детальных расчетах вводится поправка Дл, к частоте вращения (см. § 7.3 и 19.3).
Полученное значение л округляется до ближайшего синхронного значения из ограничительного ряда, предусмотренного ГОСТ 5616—81 для частоты электрического тока 50 Гн (см. гл. 14).
Парамером. харак i призу ющнм эисрю- тпчсскнс качества турбины, является полный КПД 1|т = Л'/Л'о, который учитывает потери в турбине па гидравлическое трение, местные, вихревые, скоростные потери на выходе потока из отсасывающей трубы, объемные потери вследствие утечки воды, механические потери в подшипнике и др.
В современных крупных турбинах значение полного КПД достигает для ПЛ 94 % и для РО 95.8 %. Эти значения КПД относятся к оптимальному режиму работы турбины, когда получаются особо благоприятные сочетания расхода, напора и частоты вращения турбины. При другом не- оптимальпом режиме значения КПД снижаются. Его значения определяются на основании данных модельных испытаний и изображаются на универсальной (серийной) характеристике, являющейся общей для всех типов подобных гидротурбин.
Пересчет значений КПД с универсальной характеристики модели на натурные условия производится по формулам, приведенным в гл. 7.
Высота отсасывания Н, определяет высоту расположения рабочего колеса реактивной турбины относительно уровня нижнего бьефа. Допустимая высота отсасывания определяется с учетом коэффициента кавитации о (см. гл. 4).
Проточная часть и рабочий процесс ковшовой и реактивной турбин значительно различаются, поэтому определение диаметра ковшовых турбин имеет своп особенности [10]. Выбор D, осуществляется после определения диаметра струи d0'.
0,54 л
\ гслд -x/lgH \ Zc^H
(1.20).
где ф = 0,99; zc — число сопл: И — напор, м, Qm.kc — максимальный расход турбины, м’/с.
Наиболее распространенное соотношение О, = (10 -г- 18)d0-
Если имеются универсальные характеристики, то выбор О, производится следующим образом: приведенный расход принимается Q^p = QfMaKc в соответствии с табл. 6.10, диаметр рабочего колеса определяется по формуле (1.18).
Ось горизонтальной ковшовой турбины должна располагаться выше наибольшего уровня воды в отводящем канале на значение hK-o (см. рис. 1.2, о)
ЛК-О=7'...«°г
где /iH. б берется по табл. 6.10.
Основные параметры крупнейших турбин мира приведены в табл. 1.2.
1а блица 1.2. Основные парамилы ь^ н.-си.».,. .д-см». ......
Гидроэлектростанция, страна
ность<,МВт
Расчетныйнапор, м
Расход.мЭ/с
Частотавращения,об/мин
Диаметр рабочего колеса, м
Поворотно-лопастные турбины
Шамхорская, СССР
195
55
455
107
7,35
Лигга. Швеиия
181,7
39
—
107
7,8
Собрадиньо, Бразилия
178
27,2
650
75
9,5
Джердап— Железные Ворота,
178
27,6
725
71,5
9,5
СФРЮ —СРР‘
Гэчжоуба, КНР
170
27
705
72
9,5
Сальто Гранде, Аргентина1
138
25,3
236
75
8.5
Саратовская, СССР
62
14,7
744
50
10,3
Пропеллерные
турбины
Роки Рич. США
130
28
550
90
712е
Кэттл Рэпндс, Канада
106(120)
30
385
88
7,36
Диагональные турбины
Зейская, СССР
220
97
302
136
6,0
Аяура, Швеция
91,2
46
160
166,7
4,5
Радиально-осевые турбины
Туруханская ?, СССР
1000
158
720
107,1
8,5
Сан-Ся’, КНР
1000
125
885
100
10,0
Грэнд Кули IV, США
716(826)
86,5
880
85,7
9,93
Игайпу, Бразилия — Парагвай
711
108
689
90,9
8,5
Гурн 11, Венесуэла
730
I3G
530
112,5
7,17
Саяно-Шушенская, СССР
650(720)
194
360
142
6,77
Кабора Басса, Мозамбик
415 (485)
103,5
405
107,1
6,55
Майка, Канада 1
444
170
435
128,6
6,1
Паулу Афонсу IV, Бразилия
425
113
437
115
6.6
Ковшовые турбины
Си-Сима, Норвегия
315(350)
885
40,5
333
5.1
Зильц, Австрия
265
1260
23
500
5.5
Ланг-Сима, Норвегия
260
1065
28
428
5,1
Аурланд I, Норвегия
243
855
32
375
3,08
Фроже, Франция
234
1330
20
500
2,85
Капсульные агрегаты
Тадами, Япония
65
20,7
375
100
6,7
Рок Айленд, США’
54
12
480
85,7
7.4
Саратовская, СССР
47
14.7
520
75
7.5
Джеппег, Канада 1
29
7,3
298
62
7,5
1 Турбины изготовлены в СССР.
* Проектные параметры.
• Турбины изготовлены во Франции,
1 В скобках указана максимальная мощность турбины.
L6. ОСЕВОЕ УСИЛИЕ
В реактивных турбинах вертикального исполнения вдоль осн вала действует осевое усилие Рос, которое состоит из двух слагаемых:
Рос = Рос. г + G. (1.21) где Рос. г — осевое усилие, вызванное гидравлическим давлением воды ня рабочее колесо, 11; О— вес вращающихся частей турбины и генератора, И.
Значения этого усилия необходимо знать при расчетах на прочность вала гидроагрегата, рабочего колеса и крышки турбины, крестовины генератора, а также при определении работоспособности подпятника гидроагрегата.
Вес вращающихся частей складывается из веса ротора генератора, вала турбины, рабочего колеса турбины и прочих вращающихся частей, связанных с валом. Все прочих вращающихся частей примерно равен 10 % веса основных частей.
12
13
^ос. г 4 РМ.кс^ос. г 4 РМ.кс(1.22)(1.22)
^ос. г 4 РМ.кс
^ос. г 4 РМ.кс
(1.22)
(1.22)
Вес вращающихся частей генератора принимается по каталогу генераторов (см. гл. 15). Вес вращающихся частей турбины определяется приближенно на основании обобщения данных по турбинам, выпущенным ПОЛМЗ и изготовленным иностранными фирмами (см. гл. 6).
Осевое усилие, вызванное гидравлическим давлением воды на рабочее колесо, зависит от рабочего напора, типа рабочего колеса, его конструкции и размеров, а также значения открытия регулирующих органов турбины.
При предварительных расчетах гидравлическое осевое усилие, В, можно вычислить по формуле
где Dx и Нм6*е — номинальный диаметр рабочего колеса и максимальный напор, м; А' — эмпирическим коэффициент, имеющий следующие значения:
Для поворотно-лопастных турбин
Число лопастей2 45678
А 0,850,870,90,930.95
Для радиально-осевых турбин
Коэффициент быстроходности л, 28023520019010090
Тип рабочего колеса (по
номенклатуре). . . . . РО40РО75I-O110РО170РО230РО300
К 0,34-0,410,28-0,340,22—0,28 0,2-0,26 0,08—0,14 0.07—0,12
Меньшее значение К следует принимать для большего диаметра рабочего колеса Dt или О2 (см. рис. 1.6).
Из-за сложности и недостаточной точности расчетов Рое. г обычно определяется в ходе модельных испытаний [8]. Следует учесть, что для радиально-осевых турбин оно зависит от конструкции колеса и ла
биринтных уплотнений, поэтому экспериментальные данные должны быть скорректированы расчетом с учетом особенностей турбины.
При переходных режимах турбины осевое усилие может значительно- изменяться, особенно при сбросах нагрузки (см. § 12.5).
Глава 2ТУРБИННЫЕ КАМЕРЫ И ДРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИН
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯО ТУРБИННЫХ КАМЕРАХ
Турбинная камера служит для подвода воды к направляющему аппарату реактивной турбины. Гидравлические показатели реактивной турбины в большой мере зависят от формы потока и скорости его натекания на рабочее колесо. Формированиешо- тока перед рабочим колесом совершается в турбинной камере, статоре и направляющем аппарате. Эти элементы подвода должны обеспечить оптимальные условия для преобразования энергии воды в области рабочего колеса в механическую энергию на валу турбины.
Турбинная камера должна обеспечить равномерный осесимметричный подвод воды по всей окружности направляющего аппарата и минимальный уровень гидравлических потерь в самой камере и при входе в направляющий аппарат. При этом форма и размеры турбинной камеры должны соответствовать условиям общей компоновки здания ГЭС.
Турбинные камеры встречаются самых разнообразных конструкций: открытые, ко
жуховые (котельные), прямоосные (прямоточные), спиральные (бетонные и металлические, одноподводные и двухподводные). Применение той или иной конструкции зависит от напора и размера турбины.
В крупных гидротурбинах обычно используются лрямоосные и спиральные камеры.
Прямоосные турбинные камеры применяются для горизонтальных гидроагрегатов капсульного типа с осевыми турбинами для напоров до 25 м. Они имеют прямоугольное входное сечение, которое по мере приближения к капсуле переходит п круглое кольцевое сечение.
^Спиральные турбинные камеры (рис. 2.1) имеют ряд существенных преимуществ по сравнению с другими способами подвода (например, с открытой камерон). Их применение обеспечивает:
равномерный или близкий к этому подвод воды по всей окружности направляющего аппарата и высокий КПД:
применение турбины практически любой мощности:
наименьшие габариты гидроагрегатиого блока и всего здания ГЭС;
Рис. 2.1. Основные габаритные характеристики бетонных и металлических турбинных камер:d — бетонная камера с тавровыми сечениями: б — металлическая камера с круглыми сечениями; в — двухподподная сталежелезобетонная камера с круглыми сечениями: 1 — спиральный канал:5 — зуб; 3 — статорРис. 2.1. Основные габаритные характеристики бетонных и металлических турбинных камер:d — бетонная камера с тавровыми сечениями: б — металлическая камера с круглыми сечениями; в — двухподподная сталежелезобетонная камера с круглыми сечениями: 1 — спиральный канал:5 — зуб; 3 — статорвозможность применения различных компоновок ГЭС.
Рис. 2.1. Основные габаритные характеристики бетонных и металлических турбинных камер:
d — бетонная камера с тавровыми сечениями: б — металлическая камера с круглыми сечениями; в — двухподподная сталежелезобетонная камера с круглыми сечениями: 1 — спиральный канал:
5 — зуб; 3 — статор
Рис. 2.1. Основные габаритные характеристики бетонных и металлических турбинных камер:
d — бетонная камера с тавровыми сечениями: б — металлическая камера с круглыми сечениями; в — двухподподная сталежелезобетонная камера с круглыми сечениями: 1 — спиральный канал:
5 — зуб; 3 — статор
В зависимости от значения напора спиральные камеры выполняются бетонными, металлически м и или стале- железобетонными.
При напорах до 50 м применяются бетонные (рис. 2.1, а), от 50 до 80 м — бетонные с металлической облицовкой, от 40 до 700 м — металлические в сварном или литом исполнении (рис. 2.1,6), при напорах 100— 300 м и больших расходах — сталежелезо- бетонные камеры (стальная оболочка круглого сечения расположена в железобетонном кожухе). Более подробно о конструкции сталежелезобетонной камеры — см. гл. 8.
Для малых напоров могут использоваться сифонные спиральные камеры, которые дают возможность разместить крупные гидротурбины без значительного заглубления под уровень верхнего бьефа.
Учитывая трудности выполнения металлических спиральных камер для крупных радпально-осевых турбин большой мощности (700 МВт и более), в особых случаях может рассматриваться вариант применения двухподводных металлических спиральных камер. Особенность этой спирали состоит 6 том, что вода подводится к турбине двумя трубопроводами, каждый из которых соединяется с полуспиралью, охватывающей половину окружности статора (рис. 2.1, б). Диаметр входного сечения отдельной по- луспирали в 1,4 раза меньше, чем при общей спирали, что позволяет соответственно уменьшить толщину металлических листов, необходимых для изготовления спиральных камер. Опытная спиральная камера такого типа, изготовленная ПО ЛМЗ. установлена на Бухтармннской ГЭС для турбины мощностью 77 МВт при Н = 66,5 м.
Одним из основных параметров спиральной камеры является угол охвата спирального канала фо. от которого в большой степени зависят ее гидравлические и геометрические характеристики.
Угол охвата в металлических спиральных камерах обычно принимается около 342—360°, а в бетонных камерах таврового сечения — в пределах 180—270е. Наименьшая ширина спиральной камеры в плане и соответственно наименьшая ширина гидро- агрегатного блока получается при фо = = 180е.
Экспериментально установлено, что с увеличением фо заметно повышается равномерность подвода потока к направляющему аппарату. При достаточной согласованности углов и скоростей натекания потока на колонны статора и лопатки направляющего аппарата заметно снижаются потери напора, особенно в направляющем аппарате.
С уменьшением фо, например, до 135’ потери напора значительно возрастают, достигая 0,5—1,5% на режимах оптимальной и максимальной мощности. Это в основном объясняется тем, что большая часть окружности направляющего аппарата получает воду непосредственно из подводящего водовода (около 70 % при (ро = 135е). Такой подвод воды к статору и направляющему аппарату создает значительно худшие условия из-за резкого изменения направления скорости. Некоторое улучшение этих условии достигается за счет установки в этой зоне специальных колонн статора.
Угол охвата фо =135° применен на Волжской ГЭС имени В. И. Ленина и Волжской ГЭС имени XXII съезда КПСС, здания которых совмещены с водосбросами.
Весьма большое значение п системе подвода волы имеет также угол найлона к окружному направлению вектора скорости
Пз|тмстрСистема турбинОсевые турбиныРиДНЛ.Ц.ИО-ОССНЫС ТурбиныДиапазон нанорон Н, мVo. град бсп. град5-15 18038-4010-30210 36-3830-40 225 34-3640—50 240 32-3450-70 255 30—3260—80270 26—2830—45240 33-3540-75 27031-33Пз|тмстрСистема турбинОсевые турбиныРиДНЛ.Ц.ИО-ОССНЫС ТурбиныДиапазон нанорон Н, мVo. град бсп. град5-15 18038-4010-30210 36-3830-40 225 34-3640—50 240 32-3450-70 255 30—3260—80270 26—2830—45240 33-3540-75 27031-33накипи умин <^v и utH моинныл еннральшн a камернакипи умин <^v и utH моинныл еннральшн a камерРис. 2.2. Геометрические характеристики сечений бетонной турбинной камеры: о — симметричные сечения; б — развитые вниз; в — с горизонтальным потолком; с — развитые вверхРис. 2.2. Геометрические характеристики сечений бетонной турбинной камеры: о — симметричные сечения; б — развитые вниз; в — с горизонтальным потолком; с — развитые вверхТаблица 2.2. Типы бетонных спиральных камерТаблица 2.2. Типы бетонных спиральных камерТин ун1|фиц11|юваиииб спирэлыюП камерыТип Г11Дриту|*биНЫОтносительная ширина спиральной камеры Вбез уменьшения входного участкас уменьшением входного участкаСУБ 0,4 2-180738°30'ПЛ10; ПЛ152.6072,4796СУБ-040-210735’40'ПЛ 15; ПЛ20; ПЛЗО2,6592,5156СУБ-0,375-225733’40'ПЛЗО; ПЛ402.7489 I2,6192СУБ-0,375-240731’45'ПЛ40; ПЛ502.6962,5794СУБ-0,350-255729’ПЛ50; ПЛ60: ПЛ702,7212,6107СУБ-0,35-270726’ПЛ60; ПЛ70; ПЛ802,75372,6465СУБ-0.35-2407 35’РО452,78352,6598СУБ-0.30-270’/34’30'РО752.8362,7169Тин ун1|фиц11|юваиииб спирэлыюП камерыТип Г11Дриту|*биНЫОтносительная ширина спиральной камеры Вбез уменьшения входного участкас уменьшением входного участкаСУБ 0,4 2-180738°30'ПЛ10; ПЛ152.6072,4796СУБ-040-210735’40'ПЛ 15; ПЛ20; ПЛЗО2,6592,5156СУБ-0,375-225733’40'ПЛЗО; ПЛ402.7489 I2,6192СУБ-0,375-240731’45'ПЛ40; ПЛ502.6962,5794СУБ-0,350-255729’ПЛ50; ПЛ60: ПЛ702,7212,6107СУБ-0,35-270726’ПЛ60; ПЛ70; ПЛ802,75372,6465СУБ-0.35-2407 35’РО452,78352,6598СУБ-0.30-270’/34’30'РО752.8362,71691R5.£.F«СП11,60890,49110,49111,012929°21,57290,46890,46890,93929°31,53610,44610,44610,866629°41,49860,42290,42290,795529°51,46010,39910,39910,72629°61,42060,37470,37470,658129°71,380,34960,34960,591729°81.33810,32360,32360,52729°91,29470,29680,29680,46429°101,24940,26880,26880,402829°111.2020,23940,23940,343529°121,1520,20850,20850,286229°131,09840,17530,17530,231129°141,04020,13930,13930,178229°150,97530,09910.110,129329’26160,89890,0680,0930.084330’12170,830,0530,0930,05532’121R5.£.F«СП11,60890,49110,49111,012929°21,57290,46890,46890,93929°31,53610,44610,44610,866629°41,49860,42290,42290,795529°51,46010,39910,39910,72629°61,42060,37470,37470,658129°71,380,34960,34960,591729°81.33810,32360,32360,52729°91,29470,29680,29680,46429°101,24940,26880,26880,402829°111.2020,23940,23940,343529°121,1520,20850,20850,286229°131,09840,17530,17530,231129°141,04020,13930,13930,178229°150,97530,09910.110,129329’26160,89890,0680,0930.084330’12170,830,0530,0930,05532’12
Пз|тмстр
Система турбин
Осевые турбины
РиДНЛ.Ц.ИО-ОССНЫС Турбины
Диапазон нанорон Н, м
Vo. град бсп. град
5-15 180
38-40
10-30
210 36-38
30-40 225 34-36
40—50 240 32-34
50-70 255 30—32
60—80
270 26—28
30—45
240 33-35
40-75 270
31-33
Пз|тмстр
Система турбин
Осевые турбины
РиДНЛ.Ц.ИО-ОССНЫС Турбины
Диапазон нанорон Н, м
Vo. град бсп. град
5-15 180
38-40
10-30
210 36-38
30-40 225 34-36
40—50 240 32-34
50-70 255 30—32
60—80
270 26—28
30—45
240 33-35
40-75 270
31-33
накипи умин <^v и utH моинныл еннральшн a камер
накипи умин <^v и utH моинныл еннральшн a камер
Рис. 2.2. Геометрические характеристики сечений бетонной турбинной камеры: о — симметричные сечения; б — развитые вниз; в — с горизонтальным потолком; с — развитые вверх
Рис. 2.2. Геометрические характеристики сечений бетонной турбинной камеры: о — симметричные сечения; б — развитые вниз; в — с горизонтальным потолком; с — развитые вверх
Таблица 2.2. Типы бетонных спиральных камер
Таблица 2.2. Типы бетонных спиральных камер
Тин ун1|фиц11|юваиииб спирэлыюП камеры
Тип Г11Дриту|*биНЫ
Относительная ширина спиральной камеры В
без уменьшения входного участка
с уменьшением входного участка
СУБ 0,4 2-180738°30'
ПЛ10; ПЛ15
2.607
2,4796
СУБ-040-210735’40'
ПЛ 15; ПЛ20; ПЛЗО
2,659
2,5156
СУБ-0,375-225733’40'
ПЛЗО; ПЛ40
2.7489 I
2,6192
СУБ-0,375-240731’45'
ПЛ40; ПЛ50
2.696
2,5794
СУБ-0,350-255729’
ПЛ50; ПЛ60: ПЛ70
2,721
2,6107
СУБ-0,35-270726’
ПЛ60; ПЛ70; ПЛ80
2,7537
2,6465
СУБ-0.35-2407 35’
РО45
2,7835
2,6598
СУБ-0.30-270’/34’30'
РО75
2.836
2,7169
Тин ун1|фиц11|юваиииб спирэлыюП камеры
Тип Г11Дриту|*биНЫ
Относительная ширина спиральной камеры В
без уменьшения входного участка
с уменьшением входного участка
СУБ 0,4 2-180738°30'
ПЛ10; ПЛ15
2.607
2,4796
СУБ-040-210735’40'
ПЛ 15; ПЛ20; ПЛЗО
2,659
2,5156
СУБ-0,375-225733’40'
ПЛЗО; ПЛ40
2.7489 I
2,6192
СУБ-0,375-240731’45'
ПЛ40; ПЛ50
2.696
2,5794
СУБ-0,350-255729’
ПЛ50; ПЛ60: ПЛ70
2,721
2,6107
СУБ-0,35-270726’
ПЛ60; ПЛ70; ПЛ80
2,7537
2,6465
СУБ-0.35-2407 35’
РО45
2,7835
2,6598
СУБ-0.30-270’/34’30'
РО75
2.836
2,7169
1
R
5.
£.
F
«СП
1
1,6089
0,4911
0,4911
1,0129
29°
2
1,5729
0,4689
0,4689
0,939
29°
3
1,5361
0,4461
0,4461
0,8666
29°
4
1,4986
0,4229
0,4229
0,7955
29°
5
1,4601
0,3991
0,3991
0,726
29°
6
1,4206
0,3747
0,3747
0,6581
29°
7
1,38
0,3496
0,3496
0,5917
29°
8
1.3381
0,3236
0,3236
0,527
29°
9
1,2947
0,2968
0,2968
0,464
29°
10
1,2494
0,2688
0,2688
0,4028
29°
11
1.202
0,2394
0,2394
0,3435
29°
12
1,152
0,2085
0,2085
0,2862
29°
13
1,0984
0,1753
0,1753
0,2311
29°
14
1,0402
0,1393
0,1393
0,1782
29°
15
0,9753
0,0991
0.11
0,1293
29’26
16
0,8989
0,068
0,093
0.0843
30’12
17
0,83
0,053
0,093
0,055
32’12
1
R
5.
£.
F
«СП
1
1,6089
0,4911
0,4911
1,0129
29°
2
1,5729
0,4689
0,4689
0,939
29°
3
1,5361
0,4461
0,4461
0,8666
29°
4
1,4986
0,4229
0,4229
0,7955
29°
5
1,4601
0,3991
0,3991
0,726
29°
6
1,4206
0,3747
0,3747
0,6581
29°
7
1,38
0,3496
0,3496
0,5917
29°
8
1.3381
0,3236
0,3236
0,527
29°
9
1,2947
0,2968
0,2968
0,464
29°
10
1,2494
0,2688
0,2688
0,4028
29°
11
1.202
0,2394
0,2394
0,3435
29°
12
1,152
0,2085
0,2085
0,2862
29°
13
1,0984
0,1753
0,1753
0,2311
29°
14
1,0402
0,1393
0,1393
0,1782
29°
15
0,9753
0,0991
0.11
0,1293
29’26
16
0,8989
0,068
0,093
0.0843
30’12
17
0,83
0,053
0,093
0,055
32’12
перед входом в иапрапляющип аппарат, т. с. угол бСп (см. рис. 2.1, а). Значение этого угла принимается постоянным для всех сечений спирального канала, что создаст осесимметричный подвод потока к направляющему аппарату. Значения применяющихся углов (f„ и бс„ приведены в табл. 2.1. Более подробные сведения об унифицированных спиральных камерах приведены в § 2.2.
В отдельных случаях допускается при соответствующих обоснованиях изменение угла <f0 в бетонных камерах в пределах ±15° от указанных в табл. 2.1.
Поперечные сечения спиральных каналов. Форма сечений спиральных каналов тесно связана с технологией изготовления в натурных условиях. В бетонных камерах форма сечения должна соответствовать конструкции опалубки для бетонирования. В металлических камерах форма сечений должна обеспечить простую технологию формообразования из листового проката.
В настоящее время применяются металлические спиральные камеры с круглыми поперечными сечениями по всей длине спирального канала, за исключением одного- двух сечений, примыкающих к зубу спирали, которые по конструктивным соображениям выполняются другой формы. Сопряжение оболочки такого канала со статором осуществляется путем применения статора с козырьком переменной высоты.
Бетонная турбинная камера состоит из спиральной и открытой частей. В спиральной части поперечные сечения, как правило, бывают тавровой формы, поскольку эта форма наиболее проста по очертанию и для ее выполнения можно использовать сборный железобетон или опалубку. Кроме то
16
го. камеры с такими формами сечений при прочих равных условиях в сравнении с круглыми сечениями имеют меньшие размеры в плане, а следовательно, и меньшие расстояния между осями гидроагрегатов
Тавровое сечение располагают симметрично относительно направляющего аппарата. При необходимости оно может быть развито вниз пли вверх. Применяемые формы тавровых сечений, а также определяющие их углы п размеры показаны па рис. 2.2.
Выбор той или пион формы сечения обычно определяется условиями компоновки здания ГЭС.
Из рассмотренных форм сечений в гидравлическом отношении наиболее эффективна форма симметричного сечения, когда б| “ 6$ (рис. 2.2, а). Эта форма обеспечивает более равномерный подвод потока к направляющему аппарату и позволяет (по гидравлическим потерям) принимать большее значение отношения 6/(7?—г,) и. таким образом, уменьшать размеры спиральной камеры в плане. Однако выступающая вверх часть камеры (6J при компоновке механизмов турбины часто мешает разместить в определенном месте сервомоторы направляющего аппарата, а также расположить проходы в шахту турбины. В таких случаях уменьшают размер 6, в сечении до ■ приемлемого значения (рис. 2.2.6) или развивают сечение до предела вниз, располагая потолок камеры горизонтально, на уровне верхнего кольца направляющего аппарата (рис. 2.2, в). Камера с горизонтальным потолком обеспечивает наименьшую высоту гидроагрегата, а следовательно, и здания ГЭС.
Турбинные камеры с сечениями, развитыми вверх (рис. 2.2, а), применяются в тех случаях, когда требуется освободить пространство между спиральной камерой и отсасывающей трубой для размещения водосбросных каналов для пропуска паводковых вод через здание ГЭС (осуществлено на Волжских ГЭС имени В. И. Ленина и имени XXII съезда КПСС).
Принятие окончательного решения по конструкции и размерам сечений спиральной камеры должно базироваться на технико-экономических расчетах.
УНИФИКАЦИЯ СПИРАЛЬНЫХКАМЕР
В отраслевом стандарте рекомендовано восемь основных типов унифицированных бетонных спиральных камер и десять типов металлических спиральных камер, рассчитанных по закону постоянства момента скорости vur = const.
Условное обозначение унифицированной бетонной спиральной камеры включает в себя основные соотношения, принятые при расчете спиральной камеры; например, унифицированная бетонная спиральная камера гидротурбины с относительной высотой направляющего аппарата 5» = 0,35 при угле охвата <ро = 255° и угле натекания бсп = = 29° обозначается: СУБ-0,35-255729°. Выбор типа унифицированной спиральной камеры производится по табл. 2.2. Относительные размеры спиральной камеры (О,= = 1 м) СУБ-0,35-255729° приведены в табл. 2.3, а принятые обозначения — на рис. 2.3.
Если по условиям компоновки здания ГЭС требуется уменьшение габаритов турбинного блока, то допускается уменьшение размеров сечения входного участка унифицированных спиральных камер в пределах 0° < у < 45° (ня рис. 2.3 показано пунктирной линией). Значение угла у уточняется предприятием-изготовителем гидротурбин.
О Зак. 905
При ширине входного канала В более 10 м в спиральной камере устанавливается опорный бычок. Расстояние от осн гидротурбины до входной кромки бычка L« принимается не менее 1,350^ Толщина бычка S» принимается в пределах (0,1 ± 0,15) В. По условиям перекрытия пролетов при большой ширине канала, например при б « 30 м. в подводящем канале устанавливают два бычка.
Условное обозначение унифицированной металлической спиральной камеры гидротурбины с относительной высотой направляющего аппарата 6о = 0,2 при угле натекания бел = 32’30'— СУМ-0,2-32’30'. Выбор
Таблица 2.3. Относительные размерыбетонной спиральной камеры
СУБ-0,35-255729° (Ьо = 0,35; (р0 = 2б5°;7, = 0,84; г", =0,815; ^ = 0,69; а, =25°;
а2 = 15’; ~r'=0,l; *R' = 2! 7* = 0,0025;
5 = 2,721)
17
Таблица 2.4. Типы металлических спиральных камер
Тип унифицированной спиральной камеры
Тип гидротурбины
Относительная ширина спиральной камеры В
без уменьшения входного участка
с уменьшением входного участка
СУМ-0,375-31’45'
ПЛ40, ПЛ50
4,07
3,88
СУМ-0,35-29’
ПЛ50, ПЛ 60, РО45
3,8
3,62
СУМ-0,35-26’
ПЛ70.ПЛ80, РО75
3,61
3,45
СУМ-0,35-35°
РО451
——.
СУМ-0,30-34°30'
РО75
4,19
3,99
СУМ-0,25-33’40'
РО115
3,93
3,75
СУМ-0,20-32°30'
РО170
3,65
3,5
СУМ-0,16-30’55'
РО230
3,37
3,24
СУМ-0,12-28’35'
РО310
3,1
2,99
СУМ-0,10-26’
РО400
2,8
2,64
2,72
2,57
Таблица 2.5. Относительные размеры спиральной камеры СУМ-0,20-32° 30 6е = 0,203; гс = 0,697; г2 = 0,697; г'=0,12; Р = 0,0045
/
С углом между соседними сечениями Дф — 15е
С углом между соседними сечениями Аф - 18*
ф„—3<5‘; \—22; В —3,3392; 8'™ 1,35; л —22; 813—0.81
Ф0-3<2*; 2К-1В; В-.З.ЗИ5; В'-
1,4;
л —18; /?,,— 0,855
R
Р
7<
А
F
R
Р
7<
1 R
F
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
1,8830 1,8513
1,8191 1,7864
1,7531 1,7191
1,6843 1,6488
1,6125 1,5752
1,5368 1,4972
1,4562
1,4136
1,3692
1,3226
1,2734
1,2208
1,164
1,1014
1,0307 0,9473
0,5518 0,5364 0,5208 0,505
0,4889 0,4725 0,4559 0,4388 0,4215 0,4037 0,3855 0,3668 0,3475 0,3277 0,3071 0,2858 0,2635 0,2401 0,2153 0,1891
0,161 0,1315
0,8103 0,81
0,8096 0,8092 0,8088
0,8083 0,8078
0,8072
0,8065 0,8057 0,8048
0,8038
0,8027
0,8013
0,7996
0,7975
0,7949
0,7916
0,7871
0,7806
0.7708
0,7537
0,1821 0,1811 0,1801 0,1791
0,178
1,1768 0,1755 0,1741 0,1725 0,1709 0.169 0,167
0,1648 0,1622 0,1594 0,1561
0,1523 0,1478 0,1423
0,1356 0,127
0,1159
0,977
0,9242 0,8722
0,8209 0,7703
0,7206 0,6716 0,6234
0,5761 0,5296 0,484
0,4393 0,3955 0,3528
0,311
0,2704
0,2309
0,1927
0,1558
0,1203 0,0866
0,0549
1.8767 1,8385
1,7996 1,7598
1,7191
1,6773
1,6344
1,5902
1,5445
1,4972
1,4478
1,3961
1,3416
1,2835
1,2208
1.152
1,0743
0,9826
0.5487 0,5302 0,5114 0,4922 0,4725
0,4522 0,4319 0,4108 0,3892 0,3668
0,3436 0,3195 0,2944 0,268 0,2401
0,2102 0,1781 0,1434
0,8102 0,8098 0,8094 0,8089
0,8083 0,8076 0,8069 0,806
0,805
0,8038 0,8024
0,8006
0,7984 0,7955
0,7916 0,786 0,7772 0,7618
0,1819 0,1807 0,1795
0,1782 0,1768
0,1752 0,1735 0,1715
0,1694 0,167
0.1643
0,1611
0,1575
0,1531
0,1478
0,1411
0,1324
0.1207
0,9664 0,9033 0,8413 0,7804 0,7205 0,6619 0,6044 0,5481 0,493 0,4393 0,3869 0.3359 0,2866 0,2387 0.1927 0,1486 0,1066 0,0673
——■———
18
Рис. 2.3. Геометрические характеристики унифицированной бетонной спиральной камеры
Рис. 2.4. Геометрические характеристики унифицированной металлической спиральной камеры
типа унифицированной спиральной камеры производится по табл. 2.4. Относительные
размеры спиральной камеры СУМ-0,20-32’30' (О, = | м) приведены в ^абл. 2.5, а принятые обозначения — на рис. 2.4.
Каждый тип унифицированной спиральной камеры предусматривается в двух исполнениях: с углом Аф = 15° каждого сектора для турбин с 24 лопатками направляющего аппарата и с углом Аф = 18” каждого сектора для гидротурбин с 20 лопатками направляющего аппарата.
В стандарте приведены типы профилей колонн статора и определены условия их применения.
Если по условиям компоновки здания ГЭС требуется уменьшение габаритов гидротурбинного блока, то допускается уменьшение сечения входного участка унифицированных спиральных камер в пределах 0 ■< у < 60°. Значение угла у уточняется предприятием-изготовителем гидротурбин.
2.3. ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЙ расчетСПИРАЛЬНЫХ КАМЕР
При гидромеханическом расчете спиральной камеры необходимо определить ее габариты, угол охвата, форму и размеры входного и последующих сечений, обеспечивающих для заданных условий минимальные размеры камеры при приемлемом уровне гидравлических потерь. Такой расчет производится в тех случаях, когда по тем или иным соображениям не удастся применить унифицированный тип спиральной камеры.
Для обеспечения минимальных потерь энергии п спиральной камере ее проектирование следует производить совместно с профилированием колонн статора турбины.
Расчет спиральных камер производят, исходя из следующих предположений:
в качестве расчетного принимается расход турбины Q, обеспечивающий получение се номинальной мощности при расчетном напоре (см. § 1.2). Во входном сечении спиральной камеры расчетный расход Qp = = Q<po/36O°;
расход воды распределяется равномерно по окружности направляющего аппарата, а следовательно, радиальная составляющая скорости и, (рис. 2.5, а, б) при входе в направляющий аппарат имеет постоянное значение;
окружная составляющая скорости са в любой точке спирального канала подчиняется закону
ииг = const; (2.1)
подвод воды к лопаткам направляющего аппарата должен иметь такое направление, чтобы они на основных режимах обтекались при сравнительно небольших углах атаки.
Расчет спиральной камеры, как правило, начинают с входного сечения.
Формы и размеры входного сечения в основном предопределяют очертание и размеры всего спирального канала, уровень скоростей и структуру потока в нем, а также перед статором и направляющим аппаратом. От них зависят гидравлические показатели турбинц и общая компоновка турбинных блоков здания ГЭС.
Для бетонной спиральной камеры с тавровыми поперечными сечениями форму входного сечения камеры выбирают по одному из вариантов (рис. 2.2), учитывая гидравлические характеристики и компоновочные условия по зданию ГЭС.
Йа основании накопленного опыта проектирования к исследования спиральных камер можно рекомендовать для предварительного построения приводимые ниже размерные соотношения.
Наружный радиус Ro входного сечения спирального канала (рис. 2.5, а), отнесенный к номинальному диаметру рабочего колеса турбины Du выбирают в пределах
K0 = R0/Dt - 1,6 + 1,65;
меньшее значение Ro принимают при углах охвата %0 ^ 240е.
Относительную высоту (рис. 2.3) принимают Ьвх < 2 (Ro — rj.
Относительную высоту Ь| для сечении, расположенных симметрично относительно направляющего аппарата (рис. 2.2, а), принимают Ь, bi*" 1.2 (R6 — rt). я Для сечений с преимущественным развитием вниз или вверх относительно направляющего
Рис. 2.5. К гидромеханическому расчету бе тонной (а) и металлической (6) турбин ной камеры
аппарата (рис. 2.2, б, о) bi — (1,6 -у- 1,8) X X (Яо-Й).
. я Относительная высота статора унифицирована и составляет bQ = b0 Ч- 0,0033.
Унифицированы также радиусы установки статорных колони: г( =0,815, г2 а = 0,69. Г = 0.1.
I l II I II - ' II
50 100 150 200 250 300 350 400 H^M
Puc. 2.6. График зависимости допустимыхзначений скорости и»х от напора турби-ны Н;
1 *—в бетонной турбинной камере; 2 — в метал-лической
ряд участков, для которых зависимость высоты сечения от радиуса b (г) выражается простыми аналитическими формулами, а интеграл общего выражения равен сумме аналогичных интегралов этих участков. Это в равной степени относится как к входному сечению, так н ко всем сечениям рассматриваемого спирального капала.
Для сечений (рис. 2.5, а) спиральных каналов бетонной турбинной камеры значение интеграла вычисляется по уравнению, полученному в результате интегрирования по участкам сечения:
. /, -^ Ь^ In ~ — (rt c(g а2 — 6q) In -~ 4-
+ (^^)1п|+Ь,1П|-
— г I cig a. In — 4- b, 4- ba.
Подставляя значение интеграла приме-
_ QToвХ увх. срЗбО_ QToвХ увх. срЗбО(2.2)(2.2)
_ QTo
вХ увх. срЗбО
_ QTo
вХ увх. срЗбО
(2.2)
(2.2)
Углы а» и аа обычно выбирают, исходя из конструктивных соображений в пределах 25—30°— для угла сс» и 15—25°—для угла аз: Большие значения аг следует принимать для более высоких расчетных напоров (Н> > 50 м) и для случаев, когда высота сечения Б$ существенно больше высоты 5). Это уменьшает вероятность образования застойной зоны в области сечения с большой высотой Б1 и улучшает условия обтекания нижних частей статорных колонн.
Площадь входного сечения спиральной камеры определяется по формуле
где Q—расход через турбину при номинальной мощности, соответствующей расчетному напору, м’/с; о**, ер — средняя скорость потока во входном сечении спирального канала, м/с; ф0—угол охвата спиральным каналом.
Значение средней скорости во входном сечении выбирают по графику (рис. 2.6), составленному на основании обобщения современного опыта, а значения углов охвата Фо — по табл. 2.1. По полученным значениям площади, размерам и выбранной форме входного сечения производится его построение, после чего становится известной зависимость b (г). Это дает возможность проверить угол бсп по формуле
дсп = arctg —.—\(2.3)
Wo) I
где /о = \—— — интеграл входного се-
чения спирального канала.
Для упрощения задачи вычисления интеграла тавровое сечение разбивается на
нигельно к входному сечению в выражение (2.3), определяем ^ол бСв- Если он окажется меньше рекомендуемого (см. табл. 2.1), то его приводят в соответствие, увеличивая размер входного сечения.
Уточнив таким образом форму и размеры входного сечения, переходят к определению размеров, форм и положений в плаве последующих сечений.
Из уравнений для бСв и Ь следует, что
1Г.7 t
^tgdcnL° г$
- (fj etg a2 — b£) In ^- 4*
(б04- Ь2) In ^- + Ь] In — —
— гх etg al In ~ 4- bl 4" b,].(2.4)
Форму сечений изменяют так. чтобы вершины наружных углов сечения лежали на прямых АВ и СД (рис. 2.5. а) или на кривых АВ и CD. Обычно задают зависимость между Размером (/?— rj сечения и его высотами о^ и Ь2< в виде
б.^^^-г,)”'; fc2f-a2(R-rl)n-,
где коэффициенты О|. о2 и показатели степени пи п2 для данного спирального канала постоянные.
Значения л$ и п2 рекомендуется принимать для спиральных каналов с сечениями, развитыми вверх nt = 2. п5 = 0, а для се- чений, развитых вниз nt — 0, п2 — 2.
Для спиральных каналов с симметричной формой сечений с углом охвата фо 2> >180° Л| = л2 = 1. а с углом охвата <р0^ 1 80° л, = л, 2.
Коэффициенты Oj и а2 определяются но выбранным размерам входного сечения.
Рис 2.7. Расположение колонн статоров пне спирального канала:а — спиральная камера с углом охвата ф6 — 225"; б — то же фо — 180"Рис 2.7. Расположение колонн статоров пне спирального канала:а — спиральная камера с углом охвата ф6 — 225"; б — то же фо — 180"
Рис 2.7. Расположение колонн статоров пне спирального канала:а — спиральная камера с углом охвата ф6 — 225"; б — то же фо — 180"
Рис 2.7. Расположение колонн статоров пне спирального канала:а — спиральная камера с углом охвата ф6 — 225"; б — то же фо — 180"
Подробные рекомендации по расчету спиральных камер даны в [8].
Для металлических спиральных камер с круглыми поперечными сечениями (рис. z.5, б) интеграл Ji может быть вычислен по уравнению — — —"7
.+24\+p|-VsTv^)} 1(2-5) где —
Pz—^boIgd^-^-ln-+
выражает условие сопряжения оболочки спирального канала со статором.
СТАТОР ТУРБИНЫ
Статор турбины как элемент водоподводящего тракта участвует в формировании потока перед направляющим аппаратом. Его верхний к нижний пояса образуют границы проточной части от спиральной камеры до направляющего аппарата, а колонны обеспечивают симметричность по-
тока по окружности перед направляющим аппаратом. Число колонн, их форма н расположение зависят от параметров спиральном камеры н направляющего аппарата.
В практике ПО ЛМЗ густота решетки профилей статора колеблется в пределах LJte = 0,35 -~ 0,45 и число колонн 2< — — 19 — 23 при числе лопаток направляющего аппарата Zo = 20-т-24 (подробнее — см. [8]). Профили колонн статора, располагающихся вне спирального канала, имеют форму, отличающуюся от формы колонн, расположенных в пределах спирального канала. Выходные кромки профилей колонн статора независимо от их числа и расположения должны быть одинаковыми для обеспечения симметрии потока перед направляющим аппаратом. Для радиально- осевых турбин, имеющих спиральные камеры с утлом охвата 340—360 , все колонны имеют одинаковую форму.
При конструировании статоров выбранные размеры профилей подтверждаются соответствующими прочностными расчетами. На рнс. 2.7 показано расположение колони статора вне спирального канала для углов охвата 275 в 180е.
НАПРАВЛЯЮЩИЙ АППАРАТ
В рабочем процессе реактивной гидротурбины направляющий аппарат улучшает симметрию потока воды перед рабочим колесом и обеспечивает заданные расходы и моменты количества движения жидкости перед рабочим колесом. В зависимости от
быстроходности турбины и относительных размеров турбинной камеры, а также требований, предъявляемых к силовым характеристикам направляющего аппарата, в нем могут быть применены лопатки различного профиля.
Для вертикальных гидротурбин при 20 — 20 4- 28 ширина лопатки постоянна. Для турбин с бетонными турбинными камерами прн углах охвата <ро ^ 2*10® обычно применяют симметричные профили. Для турбин с металлическими турбинными камерами прн необходимости создания само- закрывающнхея направляющих аппаратов используют лопатки асимметричного профиля (см. гл. 6).
КАМЕРА РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Очертание внешних границ проточной части в области рабочего колеса существенно зависит от типа турбины.
Для всех поворотно-лопастных и пропеллерных турбин независимо от быстроходности внешняя граница в области рабочего колеса имеет практически одинаковое очертание (рис. 2.8). Для горизонтальных капсульных турбин это очертание сохранится только в пределах расположения лопастной системы рабочего колеса, так как в этом случае применяется конический направляющий аппарат. Форма камеры диагональных турбин существенно отличается от осевых турбин и зависит от коэффициента быстроходности п,. Для разных п, изменяется угол наклона осей поворота лопастей и форма камеры. У вертикальных радиально-осевых турбин форма камеры рабочего колеса зависит как от п,. так н от
Рис. 2.8. Очертание камеры рабочего колеса осевых турбин (ЛЛ — ось разворота лопастей рабочего колеса)
конкретных особенностей конструкции рабочего колеса. Если поворот потока из радиального в осевое направление происходит до рабочего колеса, то его нижний обод размещают в полости, формируемой специальной заложенной в бетдн деталью — фундаментным кольцом. При повороте потока в самом колесе внешней границей камеры становится зона размещения лабиринтных уплотнений.
Глава 3
ОТСАСЫВАЮЩИЕ ТРУБЫ
НАЗНАЧЕНИЕ ОТСАСЫВАЮЩИХТРУБ, ИХ ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ
И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ КАЧЕСТВА
Форма и размеры отсасывающих труб определяют габариты подводной части здания ГЭС с реактивными турбинами и отметку заложения основания.
Отсасывающая труба оказывает большое влияние на энергетические показатели и условия надежной эксплуатации гидроагрегата. Поток воды на выходе лопастной системы гндромашины обладает еще достаточным запасом кинетической энергии. Наличие отсасывающей трубы в блоке ГЭС позволяет полезно использовать большую часть кинетической энергии, особенно в турбинах повышенной быстроходности.
Отсясыплющис трубы обеспечивают: преобразование кинетической энергии в энергию давления выходящего потока из лопастной системы гидроагрегата;
полное использование перепадов уровней между верхним и иижпнм бьефами ГЭС при расположении рабочего колеса выше уровня воды в отводящем канале;
целесообразные условия отвода воды от гндромашины в отводящий капал ГЭС.
Для преобразования кинетической энергии потока в энергию давления непосредственно за лопастной системой гидромашины отсасывающая труба должна выполняться в виде постепенно расширяющегося диффузора. Это способствует созданию за рабочим колесом дополнительного динамического разрежения, пропорционального удельной кинетической энергии потока ал^/(2й) на выходе из рабочего колеса турбины.
Принимая за плоскость ерлпиенил выходное сечение прямоосиоА отсасывающей трубы (рис. 3.1). составим уравнение Вер-
Рис. 3.1. Схема прямоосной отсасывающей трубыРис. 3.1. Схема прямоосной отсасывающей трубышла» лая сечений А—.4 и Б — Б:
Рис. 3.1. Схема прямоосной отсасывающей трубы
Рис. 3.1. Схема прямоосной отсасывающей трубы
где Лаог — гидравлические потери в отсасывающей трубе; «ц, а5 — коэффициент кинетической энергии, характеризующий неравномерность потока на входе и выходе отсасывающей трубы.
Значение а зависит от относительных размеров и формы отвода, лопастной системы и режимов работы турбины. На выходе отсасывающей трубы коэффициент аб может достигать 1,2—1,5 в прямоосных конических трубах, 1,5—2,5 — в изогнутых трубах на комбинаторных режимах работы агрегата, 3—б — в изогнутых трубах при рассогласованной комбинаторной связи гидромашины.
На оптимальных режимах работы гидроагрегата коэффициент а не превышает значений 1,05—1,1. При работе радиальноосевых турбин на частичных нагрузках и в области форсированных режимов коэффициент а может быть равен а — 48.
После некоторого преобразования уравнения (3,1) получим
Ра Рб , ^е , L _ aAvA= Т ++ пот “'
(3.2)
Так как выходное сечение трубы расположено под уровнем воды на глубине 2^ то
Psh = B-Vzv
где В — барометрическое давление на поверхности воды. Тогда
/1х
^лА-^-нх-\-1a__ljl - huOTj.
(3.3)
Анализ зависимости (3.3) показывает, что давление под рабочим колесом тем меньше. чем больше разность кинетических энер- 22
w аАиА -* аБиБ гии— и чем меньше гидравли
ческие потери йпот в отсасывающей трубе. Таким образом, отсасывающая труба позволяет использовать не только высоту отсасывания Н$, но и часть кинетической энергии потока, выходящего из рабочего колеса.
Степень восстановления напора гидро- / ОдП^ — аБи-Б\
турбины ^—— — hn0TJ зависит
от днффузорностн и длины отсасывающей трубы.
В каждом конкретном случае существуют определенный предел оптимальных размеров отводов А/, при котором разрежение под рабочим колесом йд„я будет максимальным, а потери hnol минимальными (рис. 3.2).
Выбор геометрических параметров элементов отвода заключается в определении рациональной длины и углов конусности р входного и выходного диффузоров трубы. Как правило, отношение площадей входного А—А и выходного Б—Б сечений принимают таким, чтобы потерн энергии па выходе отсасывающей трубы не превышали 5—12% полной кинетической энергии потока за лопастной системой гндромашины. Обычно оно принимается в пределах 0,25— 0,35.
С увеличением днффузорностн трубы возрастает динамическое разрежение, что отрицательно влияет на кавитационные качества гидроагрегата.
Ниже приведены ориентировочные значения удельной кинетической энергии (в процентах) на выходе лопастной системы гидротурбины повышенной быстроходности.
Рис. 3.2. Влияние длины отсасывающей трубы на динамическое разрежение п гидравлические потери в ней ( — фактическое
разрежение, создаваемое отсасывающей трубой; —гидравлические потерн в отсасывающей трубе)
отсасываю- Р длиной98 6,585 83 33.5отсасываю- Р длиной98 6,585 83 33.5воссталавливаемой прямооспой щеп трубой разном конусности LtP = 4W
отсасываю- Р длиной
98 6,5
85 83 33.5
отсасываю- Р длиной
98 6,5
85 83 33.5
0. град15 '3 11,а 1015 Восстановление кинетической энергии7177 8184
Па выходе рабочего колеса радиально- осевой турбины значение кинетической энергии колеблется в пределах 2 14 %. Для поворотно-лопастных гидрома шип указанная энергия может составлять более 50 %
напора.
Роль отсасывающей трубы как восста-, ловителя энергии возрастает с увеличением быстроходности гидроагрегата.
Фактические потери энергии на выходе лэ трубые)
Мпог = -1Г'(3'4)
вода составляют небольшую долю, а основными являются потери на расширенно, возрастающие с увеличением диффузоркости, и потерн на выходе, значение которых уменьшается с увеличением угла конусности. так как при этом возрастает площадь выходного сечения. Для определения оптимальной длины трубы необходимо выбрать УГОЛ КОНУСНОСТИ р.
Изменение длины изогнутой отсасывающей трубы от L1P = (4 4- 6)Dj как в сторону её уменьшения, так и увеличения ухудшает КПД гидроагрегата на 1 % и более (рис. 3.3,6). Экспериментальные исследования показывают, что уменьшение высоты такого отвода приводит к существенному снижению КПД гидротурбины (рис. 3.3, а).
ТИПЫ ОТСАСЫВАЮЩИХ ТРУБИ ИХ РАЗМЕРЫ
1
КПД отсасывающем трубы Цот. дополнительное разрежение Айот под рабочим колесом можно определять, пользуясь следующими аналитическими зависимостями:
Од°д — а5и5 2#ДАпот Лотв~Ч
»А^А
ДАОт —
Лот
«лид2g
(3.5)
(3.G)
Гидродинамические расчеты показывают, что потери на трение в элементах от-
Рис. 3.3. Изменение КПД модели гидротурбины с Д| = 0.4G м от высоты (а) и длины (б) изогнутой отсасывающей трубы
Наиболее простая по форме прямо- оспа я коническая отсасывающая труба обладает наилучшими гидравлическими свойствами. Она применяется в горизонтальных капсульных гидроагрегатах, а также в вертикальных гидроагрегатах с D\ 2 м.
В гидроагрегатах повышенной быстроходности горизонтального исполнения с прямоосной отсасывающей трубой достигается увеличение их пропускной способности на 20—30 % и соответственно мощности по сравнению с вертикальной гидромашн- ной, снабженной изогнутой отсасывающей трубой.
Основные параметры вертикальной гидротурбины с прямоосной отсасывающей трубой показаны на рис. 3.4. Полная строительная высота данного отвода включает
Рис. 3.4. Прямоосная отсасывающая труб, вертикального гидроагрегата
Рис. 3.6. Изогнутые отсасывающие трубы:Рис. 3.6. Изогнутые отсасывающие трубы:й — с бычком; б — без бычки; в — для подземных ГЭС; /—камера рабочего колеся; 2 — пхолпоП диф-фузор; J — колено; 4 — выходной диффузор; 5 — опорныЛ бычокй — с бычком; б — без бычки; в — для подземных ГЭС; /—камера рабочего колеся; 2 — пхолпоП диф-фузор; J — колено; 4 — выходной диффузор; 5 — опорныЛ бычокРис. 3.7. Унифицированная изогнутая отсасывающая труба радиально-осевой турбиныРис. 3.7. Унифицированная изогнутая отсасывающая труба радиально-осевой турбиныРис. 3.8. Унифицированная изогнутая отсасывающая труба поворотно-лопастной турбиныРис. 3.8. Унифицированная изогнутая отсасывающая труба поворотно-лопастной турбиныРис. 3.9. Раструбная отсасывающая труба: / — раструб: 2 — опорные элементы; 3 — внут- ренний коноид: 4— отводящая камераРис. 3.9. Раструбная отсасывающая труба: / — раструб: 2 — опорные элементы; 3 — внут- ренний коноид: 4— отводящая камера
Рис. 3.6. Изогнутые отсасывающие трубы:
Рис. 3.6. Изогнутые отсасывающие трубы:
й — с бычком; б — без бычки; в — для подземных ГЭС; /—камера рабочего колеся; 2 — пхолпоП диф-фузор; J — колено; 4 — выходной диффузор; 5 — опорныЛ бычок
й — с бычком; б — без бычки; в — для подземных ГЭС; /—камера рабочего колеся; 2 — пхолпоП диф-фузор; J — колено; 4 — выходной диффузор; 5 — опорныЛ бычок
Рис. 3.7. Унифицированная изогнутая отсасывающая труба радиально-осевой турбины
Рис. 3.7. Унифицированная изогнутая отсасывающая труба радиально-осевой турбины
Рис. 3.8. Унифицированная изогнутая отсасывающая труба поворотно-лопастной турбины
Рис. 3.8. Унифицированная изогнутая отсасывающая труба поворотно-лопастной турбины
Рис. 3.9. Раструбная отсасывающая труба: / — раструб: 2 — опорные элементы; 3 — внут- ренний коноид: 4— отводящая камера
Рис. 3.9. Раструбная отсасывающая труба: / — раструб: 2 — опорные элементы; 3 — внут- ренний коноид: 4— отводящая камера
размеры отводящей камеры А “ ЛО1 4- Ао. к-
Выражая все габаритные размеры в долях номинального диаметра рабочего колеса турбины, можно написать:
А —5,50,; Аот=(4 + 4.5) D,; Ао.к =
— (1,5 4-2)0,; В, — (3 + 3,5) О,+
+ 2 (Лот Ак. р. к) *8 2?,
где Ак. р. к — (0,4 4- 0,5) О, — высота камеры рабочего колеса; р — 54-9°; с = (1,44- 1.5) X X О, + (Аот - h,_ р. к) tg 2р.
Выходное сечение должно быть заглублено под минимальный уровень нижнего бьефа не менее чем на 0,5 м и заканчивается коллектором с радиусом закругления не менее г — 0,030,.
Общую высоту отводящей камеры следует принимать из соображений, чтобы скорость на выходе в канал нижнего бьефа не превышала 1,5—2 м/с.
Рис. 3.5. Конические прямоосные отсасывающие трубы горизонтальных гидроагрегатов:
в— с круглыми сечениями; б — с переходом с круглых на прямоугольные сечения по всей длине; в — с переходом на части длины
На ГЭС с капсульными гидроагрегатами отсасывающая труба может быть использована трех вариантов (рис. 3.5). По энергогидравлическим показателям целесообразно применять трубу с круглыми сечениями (рис. 3.5, а).
Варианты отводов, показанные на рис. 3.5, б, в, позволяют применять при строительстве сборные железобетонные конструкции и легко устанавливать шандор- ные заграждения в выходном сечении. При расположении капсулы гидроагрегата в отсасывающей трубе конструкция и форма последней усложняются.
Для вертикальных крупных гидроагрегатов используется, как правило, изогнутая отсасывающая труба. На рис. 3.6 приведены схемы различных типов отсасывающих труб, широко используемых в отечественной практике и за рубежом.
Изогнутая отсасывающая труба радиально-осевой и поворотно-лопастной турбин (рис. 3.7 и 3.8) состоит из следующих характерных элементов: входного диффузора /.колена 2 и отводящего диффузора 3.
Входной диффузор является связующим звеном между камерой рабочего колеса и коленом. Степень днффузорностн начального участка изогнутой трубы аналогична прямоосной конической трубе (см. рис. 3.5, а).
Основное назначение колена — поворот потока в горизонтальное направление с минимальными потерями энергии. Известно, что, помимо указанных функций, иногда в колене происходит восстановление энергии, т. е. оно имеет некоторую диффузорность.
На работу последующего элемента отвода существенное влияние оказывает фактическое гидродинамическое поле потока на выходе из колена.
В отводящем диффузоре отсасывающей трубы частично восстанавливается кинетическая энергия, но существенно меньше, чем на начальном участке отвода, так как скорость потока в нем небольшая.
Основным геометрическим параметров изогнутой отсасывающей трубы, в значи-
тельной степени влияющим на гидродинамические и энергетические характеристики гидротурбины, является ее высота А, которая должна быть обоснована технико-экономн- ческимн расчетами с учетом надежных условий эксплуатации ГЭС.
Нормы технологического проектирования гидроэлектростанций Минэнерго СССР (5) рекомендуют принимать высоту отсасывающих труб А для осевых турбин не менее 2,30,, для радиально-осевых— не менее 2,50, н для диагональных — нс менее 1,90,.
В случае установки гидроагрегата на подземной ГЭС высота отвода может быть увеличена до (3,5 4-4,5)0,. Диффузорность входной части отсасывающей трубы следует принимать в зависимости от типа турбины в пределах 2р = 10 4- 22°.
Опыт эксплуатации и результаты многочисленных проведенных исследований показывают, что отсасывающие трубы, рекомендуемые для подземных и полупод- земных ГЭС (рис. 3.6, в), способствуют расширению зоны бескавитационных режимов работы гидроагрегата, обладает улучшенными гидравлическими характеристиками л обеспечивают увеличение выработки электроэнергии и повышение КПД. Увеличение высоты до А = 3,50, и более с ограничением ширины отводящего диффузора в пределах D, для сохранения в нижней части здания ГЭС между турбинными блоками целика скального массива и существенного уменьшения объемов подземных выработок в большинстве случаев не приводит к удорожанию здания подземной ГЭС. Довольно длинный выходной диффузор в этом случае целесообразно располагать наклонно под углом ад = 20 4- 25°.
Рис. 3.10. Уменьшение КПД турбин с разными отсясыплющими трубами относительно Т|м»ке(АП ~ f (Qi) пР" п( —consl): /— изогнутая отсясипающая грубя h — 2.3f)i: 2—раструбная отсасывающая труба h — 1.50,
26
27
Таблица 3.1. Геометрические размеры отсасывающих труб и их элементов
Отсасывающая
труба
Колено
ОтоодящиП диффузор
Напор, м
Высота Я
Длина LTP
Ширина
Высота
Длина
Гк
Диаметр ПЛОДНОГО ОТПС|>СТНЯ "к
Высота пходного отпсрстпя
к
Высота выходного отперстия
До 80 80—170 170—230 230 и более
2-2,3
2,5-3
2,5-3,5
3-3,5
4-5
4-5
4,5—5
5-6
2,5-2,8
2,5-3
2.5-3
1,25—2,7
0,9-1 0.9-1,2 0,9-1,4 1,1-1.5
1.2-1,5
1.4-1,8
1,5-2
1.5-2,2
1.2-1,5
1,1 —1,4 1,05-1,25
1,3-0,95
0,58-0,7 0.6-0,7 0,65—0,74 0,7-1,1
1.15—1,35 1-1.3 1 — 1,5
1,1 —1.5
Многочисленные исследования проведены в ВНИИгидромаш, МВТУ, ПО ЛМЗ н ЛПИ по разработке эффективной формы отвода небольшой высоты /i= (1,54-1,6)01 с раструбом (ряс. 3.9). Внутренняя поверхность раструба выполнена в виде поверхности вращения с криволинейной образующей. Эти исследования показали, что гидроагрегат с такой трубой может обладать достаточно хорошими энергетическими свойствами, но все же несколько уступает гидроагрегату с изогнутой отсасывающей трубой обычного исполнения (рис. 3.10). В некоторых случаях при тщательном сопоставлении вариантов по данным технико- экономического обоснования раструбная отсасывающая труба может найти применение на ГЭС.
ЗЛ. УНИФИКАЦИЯ ОТСАСЫВАЮЩИХх ТРУБ
В отечественной практике гидротурбостроения разработан отраслевой стандарт на изогнутые отсасывающие трубы [8]. В табл. 3.1 приведены характерные размеры изогнутых отсасывающих труб гидротурбин, используемых при разных напорах. Рассматриваемые в таблице параметры указаны в безразмерных величинах относительно номинального диаметра рабочего колеса Оь В зависимости от типа используемого колена геометрические параметры отсасывающей трубы могут быть уточнены.
Отраслевым стандартом устанавливаются основные размеры проточной части изогнутых отсасывающих труб вертикальных гидротурбин (конуса, колена и отводящего диффузора).
Основным геометрическим параметром изогнутой отсасывающей трубы является относительная высота Я = hlt)^ которая принимается для ПЛ гидротурбин Я^2,0 (см. рис. 3.8), для РО гидротурбин Д^2,3 (см. рис. 3.7).
Принятая высота отсасывающей трубы обосновывается технико-экономическими расчетами с учетом надежности работы гидротурбины.
Угол расширения конуса fl принимается для ПЛ гидротурбин fl = 8 4- 1 Г; для
РО гидротурбин р = 6~- 9°; для РО гидротурбин подземных компоновок fl = 5 4- 7е.
Существуют четыре унифицированных типа колена. В табл. 3.2 приводятся основ-
Та блица 3.2. Типы и основныеотносительные размерыколена отсасывающих труб
Тип колена
Максимальный напор, м
Высота Лк/°к
Длина
L^D^
Ширина
КУ-1ПЛ
До 80
0,87
1.5
2.14
КУ-1РО
До 170
1,16
1.8
2,44
КУ-2РО
Свыше 170
1.4
2
2,49
КУ-ЗРО*
Свыше 230
1.3
—-
1
• Применяется при К > 3,5, если требуется уменьшение Вь
ные размеры колена в долях диаметра его входного сечения.
Диаметр входного сечения колена Ок определяется по формуле
п 2 (Л - Л') tg ₽ + О'
1 + 2Ак tgr р
Угол наклона основания выходного диффузора ая не должен превышать 12е. В случае применения отсасывающих труб с коленом КУ-ЗРО угол ад может быть увеличен до 20е.
Угол расширения отводящего диффузора обычно характеризуется углом расширения эквивалентного кругового конуса fl, p, = 2arctg^^., (3.7) где d23 — ^AF^jn — эквивалентный диаметр выходного сечения диффузора; d19 = = V^Fi/л — эквивалентный диаметр входного сечения диффузора; Fx и F^— площади соответствующих сечении (без учета площади бычков); / — длина средней липин рассматриваемого участка.
Угол fl, принимается в пределах 10— 14°. Для отводящего диффузора с длиной более 2,50} значение угла fl, следует при-
ннмать близким к нижнему пределу, а для диффузора с длиной менее 2,5D| — близким к верхнему.
Относительная длина отсасывающей трубы LTp = LipIDx принимается Лтр>4.
При ширине отсасывающей трубы й) > 10 м в выходном диффузоре допускается установка опорного бычка. Расстояние от осн гидротурбины до входной кромки бычка Le принимается не менее LW|. Толщина бычка принимается в пределах б — (0,10,15)Вь
При большой ширине отсасывающей трубы, например при В| ^ 30 м, в ней возводят два бычка. Число бычков определяется при расчете перекрытия отсасывающей трубы.
ЭНЕРГОЭКОНОМИЧЕСКОЕОБОСНОВАНИЕ ОСНОВНЫХПАРАМЕТРОВ ОТСАСЫВАЮЩИХ
ТРУБ
Размеры элементов отсасывающих труб [11] должны приниматься на основании сравнения вариантов здания ГЭС с различными отсасывающими трубами и определения их экономической эффективности. Лишь в отдельных случаях размеры отсасывающей трубы зависят от компоновки машинного зала и могут считаться заданными (двухъярусное расположение агрегатов для подземной ГЭС). Изменение габаритов отсасывающей трубы при сохранении неизменным диаметра турбины D, изменяет ее КПД, пропускную способность, а следовательно, и номинальную мощность гидроагрегата. При этом изменяется среднегодовая и гарантированная выработка энергии. Соответственно следует учитывать изменение заменяющей мощности и выработки электроэнергии [11].
В общем случае можно учитывать изменение установленной мощности ГЭС. Действительно, при данном диаметре и расчетном напоре увеличение КПД турбины дает увеличение ее номинальной мощности, что позволяет принимать генератор большей мощности. Таким образом, при неизменном числе гидроагрегатов увеличивается установленная мощность ГЭС.
Обозначим через ДЗГ, руб/год, увеличение приведенных расчетных затрат по ГЭС, которое может иметь место при увеличении размеров отсасывающих труб. Экономию затрат но заменяемой мощности и выработке Энергии обозначим через ДЗ,. руб/год.
Увеличение размеров элементов отвода считается экономически обоснованным, если ДЗГ ДЗ,.
Оптимальные размеры определяются из условии ДЗГ = ДЗ,. В предварительных расчетах ДЗ, можно определять по замыкающим затратам на электроэнергию 3», которые учитывают мощность и выработку электроэнергии. В таких расчетах ДЗ, = = ДЭгЗ», где ДЭГ — приращение среднегодовой выработки энергии ГЭС, кВт-ч, а 3,—замыкающие затраты ня электроэнергию, руб/(кВт-ч).
В тех случаях, когда при увеличении размеров отсасывающих труб отодвигается пуск гидроагрегатов ГЭС на более поздний срок, следует учитывать ущерб от недовыработки энергии ГЭС.
Расчет производится по действующей методике технико-экономических расчетов в энергетике [6].
В ориентировочных расчетах следует учитывать только приращение энергии на ГЭС (без учета установленной мощности) и экономию заменяемой энергии по замыкающим затратам на электроэнергию.
При предварительном проектировании размеры элементов отсасывающих труб принимаются по рекомендациям, изложенным в § 3.3 и в 15]
Глава 4
КАВИТАЦИЯ И КАВИТАЦИОННАЯ ЭРОЗИЯ
УСЛОВИЯ ВОЗНИКНОВЕНИЯКАВИТАЦИИ И ПРИРОДА
КАВИТАЦИОННОЙ ЭРОЗИИ
Под кавитацией понимают динамический процесс, характеризующийся местным разрывом сплошности жидкости с образованием парогазовых полостей к последующим их смыканием.
Развитая кавитация приводит к палению КПД турбины, пульсациям давления в потоке, к опасным вибрациям всего гидроагрегата. Следствие кавитации — к а о и т а - ц и о и п а я эрозия, которая разрушает детали проточной части турбины я приво
дит к необходимости периодического их восстановления.
Возникновение кавитации, увеличение парогазовых пустот (каверн) связано с уменьшением давления в жидкости. В этом отличие кавитации от явления кипения, когда увеличение каверн происходит за счет повышения давления внутри каверн.
При образовании каверны происходит разрыв жидкости, а необходимое для этого напряжение определяется прочностью жидкости на разрыл при определенной температуре. Рсальпля жидкость не выдерживает растягивающих напряжений и разрывается при лаплемми, близком к давлению насыщенных паров (Hd ^ 2,35 кПа при 9 *=
Рис. 4.1. Стадии схлопывания кавитационного пузырька по Корифельду
*20*С). Это объясняется наличием в жидкости мельчайших газовых пузырьков — ядер кавитации, по которым происходит разрыв сплошности.
Различают несколько типов кавитации. Кавитационные каверны, образовавшиеся в потоке, могут перемещаться вместе с потоком до зоны с повышенным давлением, где происходит конденсация паров и схлопывание каверн. Кавитационные каверны, движущиеся с потоком и не связанные с обтекаемой поверхностью, имеют, как правило, сферическую форму. Такую кавитацию называют перемещающейся или по форме кавитационных каверн — пузырьковой. Перемещающиеся нестационарные пузырьки могут возникать в точках низкого давления на твердой границе или в ядрах движущихся вихрей.
Другой тип кавитации называют присоединенной или полостной кавитацией. В этом случае поток жидкости отрывается от твердой границы обтекаемого тела с образованием квазистационарной кавитационной полости. Скоростная съемка такой полости показывает, что она пульсирует, претерпевая стадии возникновения, роста и отрыва. Граница раздела между кавитационной полостью и жидкостью может быть гладкой или шероховатой. В последнем случае вся полость как бы заполнена гроздьями более мелких каверн.
При развитии кавитационного процесса кавитационная полость может охватывать все обтекаемое тело и тогда это явление называется су перка вита ни е й.
Процессы схлопывания кавитационных пузырьков (каверн) происходят с огромной скоростью за весьма малые промежутки времени (/ С 0,001 с) к представляют большие трудности для изучения. В зависимости от характера замыкания кавитационных пузырьков различают и гидромеханические силы, возникающие при этом. При замыкании шарового пузырька возникает сферическая ударная волна, которая может вызвать разрушение поверхности обтекаемого тела, если замыкание произошло в непосредственной близости от него. При смыкании пузырька путем продавливания его стенки входящей струей (на рисунке показано стрелками) разрушение поверхности происходят под действием струи (рис. 4.1).
Механическое воздействие при капита- цин сопровождается интенсивной коррозией. Объясняется это тем, что кавитационные удары, приводящие к пластической или уп
ругой деформации материала, образуют ня его поверхности точки со свойствами, отличными от основного материала. Для металлов из всей работы, затрачиваемой на деформацию, 85 % превращается в теплоту, а остальная часть переходит в потенциальную энергию внутреннего напряжения. Тем самым на металлической поверхности, находящейся в водной среде, служащей электролитом, образуются участки, представляющие собой мгновенные микроэлементы. Периодически возникающие, как бы пульсирующие микроэлементы резко усиливают электрохимические процессы коррозии. Усилению процессов коррозии способствует также чередование водяной н парогазовой среды в месте пульсации кавитационной каверны.
В воде на поверхности металла образуется защитная пленка окислов. На нержавеющей стали пленка тонкая, очень прочная и образует с металлом прочное соединение. Защитная пленка и, следовательно, сама нержавеющая сталь стойки к электрохимическим процессам коррозии при кавитации. Разрушение нержавеющей стали происходит главным образом под действием гидроударов, имеющих давление выше предела текучести стали. Такие гндроудары со-
Рис. 4.2. Кавитационное разрушение лопасти рабочего колеса радиально-осевой турбины
ставляют менее 5—10 % общего числа ударов, поэтому процесс разрушения нержавеющей стали протекает медленно.
Углеродистая и низколегированная сталь имеет сравнительно толстую, но рыхлую пленку окислов, которая легко скалывается даже под действием л слабых кавитационных ударов. В этом случае все ударные импульсы будут разрушающими. Вследствие электрохимических процессов, сопутствующих кавитации, происходит повторное окисление поверхности, очищенной от пленки окислов. Совместное действие коррозии и кавитационных гидроударов приводит к быстрому и глубокому разъеданию углеродистой и низколегированной стали с образованием характерной губчатой поверхности (рис. 4.2).
КОЭФФИЦИЕНТ КАВИТАЦИИИ ВЫСОТА ОТСАСЫВАНИЯ
В гидротурбостроении для определения условии возникновения кавитации используется понятие коэффициента кавитации установки
B~HS — ИдОуст =77B~HS — ИдОуст =77(4J)(4J)который связывает местное барометрическое давление В, высоту расположения рабочего колеса относительно уровня нижнего бьефа (высота отсасывания) Не, напор, соответствующий давлению водяных паров при данной температуре, Hd и напор на установке (турбине) Н.
B~HS — Ид
Оуст =77
B~HS — Ид
Оуст =77
(4J)
(4J)
Кавитационные свойства турбин одной серин определяются коэффициентом кавитации а, который характеризуется отношением динамического разрежения на лопастях рабочего колеса к напору.
Кавитация о турбине наступает тогда, когда абсолютное давление в какой-либо точке на лопасти рабочего колеса станет равным давлению водяных паров, в этом случае имеет место условие
Gycr^a.
(4.2)(4.2)Если значение оуст характеризует работу установки и может меняться в зависимости от располагаемой высоты отсасывания, то значение о остается постоянным при изогональных режимах серии геометрически подобных гидротурбин.
(4.2)
(4.2)
Высота отсасывания отсчитывается от уровня нижнего бьефа до кавитацнонно опасной точки (см. с. 34). В практике гндротурбостроения высота отсасывания Н, отсчитывается от нижнего бьефа до характерной для каждого типа , турбин плоскости (рис. 4.3).
Высота отсасывания считается положительной (4-//,). если уровень воды находится ниже указанной плоскости, н отрицательной (—И,), если уровень воды находится выше указанной плоскости. Чем меньше высота отсасывания, т. е. чем больше заглубление турбины, тем в более благоприятных условиях будет работать турбина по кавитационным условиям, но и тем больше будут затраты на сооружение ГЭС. Выбор оптимального значения высоты отсасывания является одним из важнейших вопросов проектирования ГЭС.
Из формулы (4.1) следует
Н$ = В-Нд-оу„Н. (4.3)
Значение Ovtt определяется по условию (4.2).
Значение о может быть определено аналитическим путем. Однако возможности такого расчета ограничены, так как на
Рис. 4.3. Определение геометрической высоты отсасывания:
п _ попоротно-лопястпоЛ турбины; б — диагональной турбины; а — пядиально-оссаой турбины; г — горизонта лЫ1 оЛ капсульной турбины
лопасти неизвестно положение точки с минимальным давлением, к тому же се поло- । жеипс меняется в зависимости от режима | работы турбины. Поэтому на практике коэф- J фицпеит кавитации турбины ст определяется экспериментально при испытаниях моделей *турбин. Для нахождения ст используется
Iпредположение, что в начале развития ка-
I;витацин на лопастях рабочего колеса, т. е.
Ijкогда минимальное давление рч*к в какой-
vлибо точке лопасти становится равным дав-
jлению парообразования Нс, прбисходит рез-
,нкое падение энергетических параметров
/Итурбины — КПД, расхода Q, момента М.
!нКоэффициент кавитации установки, соответ-
Рствуюший этому режиму, называют крити-
р.ческим, и кавитационный коэффициент тур-
[•бины принимается равным полученному зна-
|чению Сует. жР
j 'а^Оуст. кр-(4.4)
< Такой метод определения значений о - часто называют методом срывных характе- л ристик.
J При моделировании кавитационных яв- / й лений кроме известных критериев подобия
11(§ 1.3) необходимо также равенство зна
чений кавитационного коэффициента турби- } ны модели и натуры. Для двух турбин при | изогональных режимах их работы значе- 1 'i пня кавитационных коэффициентов турбин '* о равны между собой. Этот критерий впер
вые был введен в практику Тома.
Равенство кавитационных коэффициен- ]1 тов турбин о может служить критерием по-
! добня, строго говоря, при отсутствии ка- J витацин, при этом ст является параметром, диалогичным критерию Эйлера ’.
Необходимо отметить, что критерий :| Рейнольдса Re не является определяющим ; л при исследовании кавитационных процессов. - ?'• так как модельные испытания, как пра- ! вило, проводятся в зоне автомодельности по числу Re.
Выполнение условий моделирования по • критерию Фруда Ег приобретает особое зна- ■1чение при исследовании крупных низкона-
1'порных поворотно-лопастных и особенно го-
|ризонтальных капсульных гидротурбин, если
(,вертикальные размеры лопастной системы
--Iрабочего колеса становятся больше чем
,।!0,25 Н. Кроме того, соблюдение условий мо-
Ji.делирования по критерию Фруда может су-
Iшественно сказаться на результатах экспе-
!.рнмента при наличии вытянутых кавита-
:fjиконных полостей в отсасывающей трубе,
L’ сходящих с конуса рабочего колеса [15].
: | • При исследовании высоконапорных по- ?. воротно-лопастных и радиально-осевых гид-
ротурбин критерий Фруда имеет малое зна- | < чение и его соблюдение не обязательно.
‘ } Моделирование условий возникновения * . и развития кавитационных процессов на
Пылаев Н. И., Эдсль IO. У. Кявита- . иня в гидротурбинах. Л.: Машиностроение.
1974.
! J 32 1
модельной и натурной турбинах требует строгого соблюдения геометрического подобия омываемых поверхностен, особенно лопастной системы рабочего колеса, а также их состояния и степени шероховатости.
Большое влияние па качество кавитационных испытаний оказывают физические свойства поды, особенно содержание в ней воздуха. Практика модельных испытаний показывает, что влиянием растворенного в воде воздуха можно пренебречь, если его содержание составляет менее 0,2 % [15].
ОБОРУДОВАНИЕ И МЕТОДИКАОПРЕДЕЛЕНИЯ ст. КАВИТАЦИОННЫЕХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБИН
Как правило, установки для кавитационных испытаний строятся по замкнутой циркуляционной схеме. Специфичность исследований предъявляет к их конструкции ряд требований:
возможность изменения абсолютного давления и регулирования напора на модельной установке в широких пределах;
прозрачность и чистота воды, заполняющей установку, наличие устройств для регулирования содержания воздуха в воде и приборов для его измерения;
поддержание температуры воды в заданных пределах;
обеспечение возможности визуальных наблюдений за развитием кавитационных явлении на лопастях рабочего колеса;
полное исключение кавитации в питающих насосах и других элементах установки.
Передовые турбниостронтельные фирмы в последнее время на кавитационных установках проводят и энергетические испытания, что требует особой точности измерения основных параметров модели.
На рис. 4.4 дана принципиальная схема кавитационной испытательной установки лаборатории водяных турбин ЙО ЛМЗ, представляющей собой замкнутую герметичную систему и предназначенную для испытания моделей турбин с рабочим колесом диаметром 460—600 мм при напорах от 4 до 60 м. Расход воды, проходящей через модель турбины, может изменяться в пределах 150—2200 л/с. Максимальная мощность тормозного балансирного генератора- двигателя постоянного тока равна 900 кВт при максимальной частоте вращения 1500 об/мин.
Установка по своим параметрам и точности их измерений соответствует нормам Международной электротехнической комиссии (МЭК) [15] и позволяет проводить на ней приемо-сдаточные испытания моделей гидротурбин.
При молельных испытаниях значение кавитационного коэффициента установки о><т определяется по формуле
„ в - iu - Hd - hs
^уст ”^г (4.5)
Рис. 4.4. Схема кавитационной испытательной установки с устройством для тарирования расходомеров:
/ — бассейн калибровочной установки; 2— калибровочная емкость; 5 —ресорбер; 4 — задвижки; 5 — яа« сосы; 6—10 — нрсобраэовитслп напора, расхода, крутящего момента, частоты вращения, кавнтщнон- кого коэффициента измерительно-вычислительного комплекса; // — напорный бак: /2 — водомер; 13—модель турбины; 14 — трубопроводы; /5—вакуумный бак; 16 — весы; /7— таймер; 18 — струе- направнтель; 19— уравнительный бак
где Нв—напор, соответствующий вакууму над нижним бьефом модели турбины.
Для изменения оуСт на практике чаще всего пользуются более простим способом изменения абсолютного давления (0 — Hwy
В процессе испытаний, уменьшая или увеличивая давление в баке, изменяют значение Оуст и по результатам испытаний строят срывные характеристики Ча1 (оуст). ^“Ц^уст) " «1=4^4 W Л,1 = =1 93,7Q[t)//1p кН • м.
В зависимости от режима и типа турбины срывные характеристики могут быть различными, однако каждую из них можно отнести к одному из трех основных видов /, // или III (рис. 4.6).
Методика назначения ауст. кр в СССР составлена с учетом рекомендаций МЭК [15]. Пример назначения Оуст. *р для трех видов срипных характеристик показан на рис. 4.5. Определенные таким образом характерные значения коэффициента кавитации установки принимаются за его критическое значение, равное коэффициенту кавитации турбины. Затем строятся зависимости 0=^q') при постоянных значениях приведенной частоты вращения и на универсальную характеристику на их основе наносятся линии равных значений о.
Приведенная выше методика определения о характерна для испытания моделей пропеллерных и радиально-осевых турбин. При кавитационных испытаниях моделей
Рис. 4.5. Кавитационные срывные характеристики
з Зак. 905
33
Рис. 4.6. Зависимость кавитационного коэффициента ПЛ турбины от приведенного расхода при л, = const для комбинаторных режимов
поворотно-лопастных турбин необходимо определять критические кавитационные коэффициенты для комбинаторных режимов, т. е. режимов, ианвыгоднейших по КПД, при которых согласованы открытия лопаток направляющего аппарата и углы установки лопастей рабочего колеса. Йо результатам эксперимента строятся зависимости о = •*/(Qj) при л, ■=* const для всех пропеллерных характеристик, на которых отмечаются комбинаторные точки, которые соединяются плавной кривой (рис. 4.6). На основе графиков (рис. 4.6) наносятся на универсальную характеристику линки постоянных значений а.
Значения максимального коэффициента кавитации для всех типов турбин номенклатурного ряда приведены в гл. 6.
Отсчет высоты отсасывания принципиально должен производиться от наиболее опасной в кавитационном отношении точки, в которой кавитационное воздействие достигает опасного значения и приводят к разрушению лопастей рабочего колеса.
Сднако положение такой точки на лопасти недостаточно определенно и зависит от многих факторов: от характера эпюры распределения давлений, режима работы турбины и типа рабочего колеса и др. Из опыта эксплуатации известно, что кавитационно-опасная точка расположена на лопасти рабочего колеса в определенной зоне, характерной для каждого типа турбин. Так, у поворотно-лопастных турбин эта зона расположена в области оси поворота лопастей, V радиально-осевых и диагональных — на верхней поверхности нижнего* кольца направляющего аппарата, у горизонтальных — в районе верхней точки лопастей рабочего колеса. В практике испытаний модельных турбин высота отсасывания отсчитывается от этих точек. Для натурных поворотно-лопастных гидротурбин высоту отсасывания принято отсчитывать от поверхности нпж-
него бьефа до оси поворота лопастей рабочего колеса, для радиально-осевых и диагональных— до середины высоты направляющего аппарата, для горизонтальных — до оси гидротурбины (см. рис. 4.3).
Общая формула для расчета //„ м, имеет вид
-H4-V^-Hv (4.6)
где Д — поправка к Н$\ для поворотнолопастных турбин 6 = 0; для радиально- осевых и диагональных Д ** б6/2; для.горизонтальных А “ “Dj/2; V/900 — поправка к барометрическому давлению (V — отметка нижнего бьефа ГЭС относительно уровня моря, м); Н6 вычисляется по данным кавитационных испытаний:
//' — аН + 1,5. (4.7)
Необходимость введения запаса (1,5 м) к высоте отсасывания Н, диктуется следующими соображениями: во-первых, назначение кавитационного коэффициента по графикам срывных характеристик несет в себе определенную ошибку и измерение величин, входящих в формулу для определения Н,, также имеет ограниченную степень точности; во-вторых, не удается выдержать с достаточной степенью точности геометрическое подобие проточной части модельной и. натурной гидротурбин из-за неизбежных технологических отклонений; в-третьих, невыполнение условий подобия явлений кавитации модельной и натурной гидротурбин приводит к масштабному эффекту.
Поэтому высота отсасывания, определенная по формуле (4.6), гарантирует работу турбины без снижения КПД и мощности, так как кавитационный коэффициент а назначен по моменту резкого изменения энергетических параметров. Практические формулы расчета /7, приведены в § 7.3.
Для оценочных ориентировочных расчетов Не можно рекомендовать упрощенную формулу
Я,«10-о// + 3-1Д (4.8)
Опыт исследования молелен н эксплуатации натурных гидротурбин показывает, что при высоте отсасывания пе, определенной по формулам (4.6), (4.8), не исключается возможность появления кавитация и кавитационной эрозии. Выше отмечалось, что критические значения кавитационного коэффициента турбины определяются по моменту резкого снижения энергетических параметров: КПД, момента и расхода. Однако в ряде случаев в зависимости от качества отработки лопастной системы рабочего колеса это снижение может происходить, когда кавитация уже в значительной мере развилась и создаются все условия для воз- ннкновенкя кавнтаипониой эрозии. Поэтому для правильного выбора Н, с учетом влияния кавитации не только на энергетические показатели гидротурбины, но и на эрозию испытания по определению о, как правило, дополняют визуальными наблюдениями и специальными исследованиями кавитационной эрозии методом легкоразрушаемых покрытий. Наиболее просто можно обнаружить зоны, подверженные кавитационным разрушениям, наблюдая за развитием процесса кавитации в рабочем колесе при стробоскопическом освещении. Такне визуальные наблюдения желательно совместить по времени с экспериментом по определению о и в необходимых случаях сопроводить их фотографиями. Некоторые зарубежные фирмы наносят на характеристики турбины
значения ан.бл, соответствующие моменту возникновения кавитации. Значения Ож»вх > о. Однако эти наблюдения дают лишь качественный результат, так как не отвечают на вопрос, в какой степени тот или другой тип кавитационного процесса опасен для лопасти.
Более точным и надежным методом является покрытие лопасти легкоразрушаемы- ми материалами, которые в процессе эксперимента будут разрушены именно в тех местах, где кавитация наиболее опасна. Такими материалами могут быть свинец, наносимый па поверхность лопасти электролитическим способом, и лаки на основе канифоли. Методы легкоразрушаемых покрытии. кроме четкого определения зон, подверженных эрозии, позволяют качественно оценить интенсивность кавитационных разрушений по времени, необходимому для разрушения покрытий. Результаты, полученные с помощью методов свинцового и лакокрасочного покрытии хорошо совпадают с результатами натурных наблюдении.
В качестве примера на рнс. 4.7, б показана эрозионная характеристика рабочего колеса турбины РО115/697, полученная в ЛПИ.
КАВИТАЦИЯ В ПОВОРОТНО-ЛОПАСТНЫХ, РАДИАЛЬНО-ОСЕВЫХ
И КОВШОВЫХ ГИДРОТУРБИНАХ
Согласно принятой методике выбор заглубления реактивных турбин производится на основании срывных кавитационных характеристик, показывающих падение КПД турбины вследствие кавитации. При этом в
Тыльная сторону лопасти
77^ Об/мин
а)
Лицевая
сторона.
Рис. 4.7. Зоны кавитационной эрозии и ее интенсивность на рабочем колесе турбиныРО115/697 (а) и эрозионная характеристика рабочего колеса (б):
/—$ — режимы работы турбины: 7 — помутнение поверхности: в—губчатое разрушение: 9 — скоозное разрушение покрытия: пунктиром обозначены линии рапных зпачениЛ а
отдельных элементах проточного тракта турбины допускается локальная кавитация, не влияющая на КПД. Поэтому большинство гидротурбин в той млн иной степени подвержены кавитационной эрозии. Интенсивность эрозии определяется напором, размерами турбины и режимами ее эксплуатации.
В гидротурбинах обычно различают по месту расположения следующие основные типы кавитации: профильную, щелевую и местную.
Профильная кавитация возникает при обтекании решетки профилей рабочего колеса за счет общего понижения давления до давления парообразования.
Щелевая кавитация образуется в зазорах между деталями проточной части турбины при существовании определенного перепада давления.
Местная кавитация возникает при обтекании неровностей поверхности в результате местного понижения давления.
В поворотно-лопастных турбинах наблюдаются все три типа кавитации, но чаще образуется щелевая кавитация в зазорах между лопастью и камерой рабочего колеса и между лопастью и корпусом рабочего колеса. Под действием щелевой кавитации разрушаются камера, периферийная кромка лопастей, нижняя поверхность фланца лопасти и частично корпус.
Профильная кавитация вызывает разрушение тыльной стороны лопастей по всей поверхности. Основные разрушения наблюдаются, как правило, за входной кромкой лопастей. Иногда разрушения появляются и на лицевой стороне лопасти, вызванные обычно отступлениями от расчетного режима работы.
Местная кавитация в поворотно-лопастных турбинах возникает за неровностями и уступами в сопряжении поясов камеры рабочего колеса, за утопленными или выступающими монтажными заглушками лопастей, а также за отверстиями при выпадении этих заглушек.
В радиально-осевых гидротурбинах основные разрушения вызываются профильной кавитацией, щелевая и местная кавитации имеют второстепенное значение.
Под действием профильной кавитации в основном разрушается тыльная сторона лопастей. При работе турбин на нерасчетных режимах, например на пусковых пониженных напорах, разрушения могут захватывать значительные участки лицевой стороны лопастей.
На расчетных режимах зоны кавитационной эрозии располагаются на участках тыльной стороны лопастей вблизи обода. В зависимости от типа рабочего колеса и режима работы турбины эти эоны расположены непосредственно за входной кромкой лопасти, вблизи выходной кромки и между ними. Иногда эрозии подвержена и внутренняя поверхность обода. На некото-
рых турбинах разрушается также участок отсасывающей трубы, расположенный сразу за ободом рабочего колеса.
Щелевая кавитация в радиально-осевых гидротурбинах возникает в зазоре, образуемом ободом рабочего колеса и нижним кольцом направляющего аппарата. Разрушению подвержены верхний торец обода и обращенная к нему плоскость нижнего кольца направляющего аппарата. Возникновение щелевой кавитации связано с износом лабиринтных уплотнений, имеющих место в турбинах, работающих па воде с большим содержанием песчаных частиц. Турбины, работающие на чистой воде, как правило, из-за щелевой кавитации не разрушаются.
Местная кавитация в радиально-осевых турбинах встречается за разгрузочными отверстиями в ступице рабочего колеса. Обычно интенсивная кавитация появляется в этих зонах лишь при больших напорах.
В средне- н высоковапорпых радиально-осевых гидротурбинах кавитационная эрозия встречается и на лопатках направляющего аппарата. Разрушения наблюдаются на торцах лопаток, а в конструкциях со шнуровыми уплотнениями пера—за выступающей частью шнура. Особенно интенсивные разрушения наблюдаются на пере лопатки в месте вырывания шнура.
Ковшовые турбины в меньшей степени подвержены кавитации, чем поворотно-лопастные и радиально-осевые. Однако опыт эксплуатации показывает, что на ряде ГЭС имеются разрушения игл, сопл и внутренней поверхности ковшей.
ОСНОВНЫЕ ФАКТОРЫ,ВЛИЯЮЩИЕ НА ИНТЕНСИВНОСТЬкавитационной эрозии
Для снижения интенсивности кавитационной эрозии существуют два основных направления: уменьшение интенсивности кавитационного воздействия и изготовление детален, подверженных кавитации, из ка- витационно-стойких материалов.
Интенсивность кавитационного воздействия определяется скоростью обтекания, напором, размерами турбины, се мощностью. высотой отсасывания. Знание этих факторов позволяет прогнозировать ожидаемую кавитационную эрозию на вновь проектируемых турбинах.
Исследование влияния скорости обтекания лопасти водой и размера турбины на интенсивность эрозии было выполнено на ПО ЛМЗ.
Экспериментальные исследования позволили получить функциональную зависимость интенсивности эрозии /у от скорости и и линейного размера d:
lv - I (vnd3y
где показатель степени а зависит от материала образца и изменяется в пределах от 5 до 7, причем ббльшие значения а справедливы для материалов с более высокими прочностными свойствами.
Учитывая, что скорость воды пропорциональна корню нз значения напора, а детали, подверженные кавнтацнщ изготовлены нз нержавеющей стали, при сохранении кинематического подобия режимов можно написать следующие зависимости для характеристик интенсивности эрозии вновь проектируемой машины (с индексом «пр») по известным данным модели (с индексом «м»):
ДУ \ / ЯпрГ /Di пр\3Д/ /м\ Нм /\ D)M /ДУ \ / ЯпрГ /Di пр\3Д/ /м\ Нм /\ D)M /
ДУ \ / ЯпрГ /Di пр\3
Д/ /м\ Нм /\ D)M /
ДУ \ / ЯпрГ /Di пр\3
Д/ /м\ Нм /\ D)M /
где ДУ/Д/— объемные потери материала в единицу времени; bh^pfbt — средняя глубина разрушений в единицу времени.
Влияние заглубления турбины на эрозию может характеризоваться разностью между фактической и допустимой высотами отсасывания (Я, — Ядоп) или разностью между коэффициентами кавитации установки и турбины (Оуст — oY Однако в зависимости от напора ы типа рабочих колес абсолютные значения Н, и о существенно меняются. поэтому влияние заглубления на кавитацию нагляднее характеризовать коэффициентом кавитационного запаса
КО *■ СТуст/^-
Подробные исследования влияния Ко ла эрозию РО турбин были проведены в ЛПИ. Выявлено (рис. 4.7, а), что наибольшие разрушения возникают в зоне за входной кромкой лопасти, около обода, при Хо«1.
Рис. 4.8. Зависимость интегральной интенсивности кавитационной эрозии от мощности:а — турбина ВерхнетуломскоЯ ГЭС; б — турбина Баксанской ГЭС: / — зоне зрознх за входной кромкой лопасти: 2— зона эрозии на периферийной кромкеРис. 4.8. Зависимость интегральной интенсивности кавитационной эрозии от мощности:а — турбина ВерхнетуломскоЯ ГЭС; б — турбина Баксанской ГЭС: / — зоне зрознх за входной кромкой лопасти: 2— зона эрозии на периферийной кромкеС увеличением Ко эрозия постепенно уменьшается и практически полностью исчезает при Ка “ 2 -г- 2,5.
Рис. 4.8. Зависимость интегральной интенсивности кавитационной эрозии от мощности:
а — турбина ВерхнетуломскоЯ ГЭС; б — турбина Баксанской ГЭС: / — зоне зрознх за входной кромкой лопасти: 2— зона эрозии на периферийной кромке
Рис. 4.8. Зависимость интегральной интенсивности кавитационной эрозии от мощности:
а — турбина ВерхнетуломскоЯ ГЭС; б — турбина Баксанской ГЭС: / — зоне зрознх за входной кромкой лопасти: 2— зона эрозии на периферийной кромке
На выходной кромке при Ко ”■ 1.25 ~- 1,5 появляется небольшой участок кавитационной эрозии, который исчезает при Ко — 1 и Ка — 1.7,
Рассмотренные зависимости влияния Ка на эрозию подтверждаются Также опытом эксплуатации. Например, на Кияжегубской ГЭС при Ко — 2-5-3 первые следы эрозии появились лишь после семи лет эксплуатации (35 000 ч).
Влияние мощности турбины на эрозию подробно исследовалось как на модельных турбинах, так и на действующих гидроэлектростанциях. Из рис, 4.7, где показаны результаты исследования модели рабочего колеса РО697 на эрозию, следует, что основные разрушения возникают при расходах Q^ ^ 550 л/с, т. е. при N > 50 % ^uaкc.
Таблица 4.1. Кавитационная стойкость нержавеющей стали и электродных наплавок
Марка материала
Химический состав. %
Твердость НВ
Коэффициент кавитационной стойкости *к.с
С
SI
Мп
Сг
NI
Другие добавки
Конструкционная сталь
12Х18Ш0Т
0.1
<0,8
<2
18
10
1Т1
170
1
10X13
0,1
0.8
0.8
13
—.
—
150
0,4
10Х12НД
0,1
0.4
0,4
12,5
1.2
UCu
220
0,9
06X12НЗД
0,06
0,4
0,4
12,5
3
1,1 Си
230
1
10Х14АГ12
0,1
0,6
12,0
14
0,8
—
190
2,7
Электродные наплавки
ЭА-395
0,1
0,7
2,0
13
22
5Мо
160
0,7
Ш1-9
0,09
0,9
1.5
20
11,5
0.7Mb
190
1.2
Ш1-Н
0,12
1.3
17,6
7,7
0,9Nb
250
1,4
ЦН-22
0,05
0,7
0,6
15
7
1,ЗСи 0,9Nb
2G0
2
Исследования, проведенные на ряде действующих ГЭС. оборудованных как ПЛ, так и РО турбинами, показали, что кавн* таннонпие разрушения практически начинаются при ^ « 50 % Амаке и увеличиваются с повышением мощности. На рис. 4.8 приведены результаты испытаний ПЛ турбины Верхнетуломской ГЭС и РО турбины Баксанской ГЭС, проведенных на фиксированных нагрузках. Интенсивность эрозии подсчитывалась по объему деформации У> на алюминиевых пластинах, наклеиваемых на лопасти.
Как указано выше для снижения интенсивности кавитационной эрозии применяют кавитационно-стонкне материалы. В настоящее время имеются результаты испытаний очень многих материалов, существующих в природе. Однако в некоторых лабораторных испытательных установках скорость разрушения образцов в тысячи, а иногда и в десятки тысяч раз превосходит интенсивность эрозии натурных гидротурбин. Это приводит к тому, что эрозионный фактор не успевает проявиться — разрушение происходит только за счет механического фактора и стойкость материала определяется его прочностными характеристиками. На основании этих испытаний сделан ряд ошибочных рекомендаций по применению материалов для гидротурбин.
На ПО ЛМЗ проведены испытания с интенсивностью, близкой к натурной, ряда конструкционных материалов, которые убедительно показали преимущества нержавеющей стали по сравнению с углеродистой. Коэффициенты относительной кавитационной стойкости к*.е применяемых для гидротурбин марок нержавеющей стали и электродных наплавок приведены в табл. 4.1. За эталон принята сталь 12Х18Н10Т.
МЕРЫ БОРЬБЫ С КАВИТАЦИЕЙ
Допустимая в гидротурбинах локальная кавитация, не влияющая на КПД в начальный период эксплуатации, при повышенных напорах н больших размерах турбин может вызвать значительные разрушения деталей проточной частя. Этп разрушения приведут к нарушению характера обтекания, снижению КПД и прочностных характеристик деталей.
Кроме того, кавитационные разрушения потребуют периодических остановок гидроагрегата для ремонтных работ, выполняемых обычно путем электродуговой наплавки. Большой объем наплавочных работ, в свою очередь, может вызвать остаточные деформации элементов проточной части турбины, приводящих опять же к снижению КПД и в ряде случаев к резкому увеличению интенсивности кавитационных процессов. Следует отметить, что ремонтные работы, выполняемые обычно без демонтажа гидроагрегата, производятся в сложных ус-
ловиях при ограниченных размерах межло- пастниго пространства.
При проектировании новых турбин нужно стремиться к тому, чтобы оставшаяся кавитация не разрушала обычную конструкционную нержавеющую сталь, т. е. интенсивность кавитационного воздействия или сила кавитационных гидроударов не превосходила предел текучести стали, оставаясь в пределах упругой деформации. В этом случае детали, изготовленные из нержавеющей стали или защищенные нержавеющим слоем, вообще не будут разрушаться. Это условие наиболее достижимо для турбин, работающих на малых напорах. Опыт эксплуатации многих горизонтальных капсульных, а также поворотно-лопастных гидротурбин, работающих при напорах 8— 12 м, показывает, что гидротурбины, в которых детали проточной части защищены нержавеющей сталью, работают десятилетиями без заметных кавитационных разрушений.
До последнего времени основной задачей при проектировании лопастной системы рабочих колес считалось обеспечение высоких энергетических показателей турбины и удовлетворительных кавитационных срыв- иых характеристик. При этом иногда вопросы кавитационной эрозии не учитывались. Проведенные расчеты обтекания некоторых находящихся в эксплуатации рабочих колес показали, что эпюра Распределения давления на стор* з ,режения имеет зоны максимальных з .а гний, при которых происходит разрыв ci лошностм потока и возникает кавитация. На других рабочих колесах имеются зоны разрежения на входных кромках лопастей, где образуется пульсирующая кавитационная каверна. Эпюра с наличием эон разрежения и кавитационная эрозия, вызванная этой эпюрой, часто возникают в средней части профиля лопасти, в местах, труднодоступных для ремонтных работ. Во избежание кавитационной эрозии желательно, чтобы максимум разрежения был смещен на выходную кромку лопасти, в этом случае образовавшаяся кавитационная каверна будет смыкаться эя лопастной системой, не вызывая разрушения лопастей.
Отработка лопастных систем с минимальной кавитацией проводится при модельных эрозионных испытаниях, когда за счет некоторой корректировки профиля ло- пдетей можно существенно снизить интенсивность кавитационных процессов. Ограничить интенсивность кавитации можно также выбором соответствующих режимов эксплуатация. На лопастях многих рабочих колес при достижении предельной мощности часто появляются новые зоны эрозии и резко увеличивается глубина разрушений. Изменение условий работы турбины по напору по сравнению с оптимальными также часто приводит к появлению разрушений за входной кромкой лопастей.
Рис. 4.9. Влияние впуска воздуха на интенсивность кавитационного воздействия:
/ — впуск воздухе в каверну; 2 — впуск воздухе перед каверноЛ в узкое сечение сопла: 3 — впуск воздуха перед насосом стенда
Большие возможности для подавления кавитации появляются при дополнительном заглублении турбины. Естественно, что дополнительное заглубление вызывает увеличение строительных затрат, в более тяжелых условиях будут работать уплотнительные узлы турбины, появится опасность глубокого затопления шахты турбины. Однако учитывая возросший уровень развития строительной техники, надежность уплотнительных устройств, г обходимость дополнительного заглубления ту.'шы как средство •борьбы с кавитационной эрозией следует рассматривать в каждом конкретном случае. Так, например, дополнительное заглубление (более 1,5 м) целесообразно применять на подземных ГЭС, когда увеличение строительных затрат выразится в основном в увеличении стоимости дополнительного участка напорного водовода.
Если гидродинамические методы снижения интенсивности кавитационной эрозии, рассмотренные выше, оказываются недостаточными, то могут быть использованы конструктивные мероприятия.
Одним из эффективных способов снижения интенсивности кавитационной эрозии является подвод воздуха в зону кавитации. Наличие свободного воздуха в очаге кави
тации снижает вакуум внутри каверны и способствует насыщению жидкости воздушными пузырьками. Характеристики жидкости при этом меняются, она становится меисс плотной, резко повышается сжимаемость. Возникающий при смыкании кавитационной каверны удар струи становится менее жестким вследствие снижения скорости смыкания и повышенной податливости подовоздушной смеси.
Опенка эффективности подвода воздуха в зону кавитации была проведена при испытаниях па кавитационно-эрозионной установке ПО ДМ3. Результаты испытаний представлены на рис. 4.6. Из рисунка следует, что полное прекращение эрозии наступает при подаче воздуха 1.5—2%. Однако подача такого количества воздуха в поток затруднительна н, кроме того, вызовет изменение физических свойств жидкости и характера обтекания, что приведет к снижению энергетических характеристик. К тому же насыщение воздухом всего потока и нс требуется, поскольку зона кавитации расположена на небольшом участке проточного тракта турбины и можно ограничиться подводом воздуха именно в эту зону.
Рис. 4.10. Подвод воздуха в зону кавитацииРис. 4.10. Подвод воздуха в зону кавитациина турбинах Братской ГЭСна турбинах Братской ГЭСВ натурных условиях подвод воздуха в зону кавитации впервые был осуществлен на РО турбинах Братской ГЭС (рис. 4.10). Воздух в зону кавитации засасывался через центральное отверстие вала, затем через коллектор распределялся по трубкам, врезанным в тело лопасти. В зоне, кавитации каждой лопасти воздух распределялся через отверстия в трубках—восемь отверстий диаметром о мм и семь отверстий диаметром 3 мм на длине 350 мм. Расчетное содержание воздуха в зоне кавитации составляет примерно 2 % расхода воды, проходящей непосредственно в зоне эрозии. Общее же количество воздуха, отнесенное ко всему расходу через турбину, значительно меньше и нс превышает 0.1 %. Воз- дхх начинает засасываться при нагрузке 90 МВт. и его количество существенно нс меняется при увеличении нагрузки до 240 МВт. Впуск воздуха не приводит к снижению КПД турбины, а в диапазоне нагрузок 200—235 МВт имеется тенденция его повышения. Подводимый воздух не-
Рис. 4.10. Подвод воздуха в зону кавитации
Рис. 4.10. Подвод воздуха в зону кавитации
на турбинах Братской ГЭС
на турбинах Братской ГЭС
сколько снижает горизонтальные и вертикальные вибрации крестовины генератора.
Кавитационная эрозия наиболее существенно (а 30—80 раз) уменьшалась в зоне, расположенной непосредственно за трубкой подвода воздуха. В зонах эрозии, расположенных ниже по потоку, снижение эрозии наблюдалось в меньшей степени — лишь в 5—10 раз. Таким образом впуск воздуха в зону кавитации—действенное средство снижения кавитационной эрозии.
Другим конструктивным способом, направленным на уменьшение интенсивности кавитационного воздействия, является установка разделительных ребер в зоне кавн- । тацни. Этот способ может быть рекомендо- # ван, когда на лопасти имеется стабильная, не меняющаяся в зависимости от режимов кавитационная каверна. Ребра устанавливаются по направлению линии тока. Число ребер, нх высота и длина определяются размерами зоны эрозии. Успешный опыт использования ребер имеется на Красноярской ГЭС, где удалось уменьшить в 6— 8 раз очень интенсивную эрозию в зоне, расположенной за входной кромкой лопасти около обода рабочего колеса.
Для снижения кавитационной эрозии, вызванной щелевой кавитацией в поворотно-лопастных гидротурбинах, рекомендуется скругление верхнего участка периферийной кромки лопасти и установка бурта с нижней ее стороны (рис. 4.11). Длина бурта Z выбирается равной 0,4—0,5 длины хорды лопасти L, а высота Л₽= (0,7 4- 0,8)SMIKe, где Swaxc — максимальная толщина лопасти в периферийном сечении.
Для уменьшения кавитационной эрозии важным фактором является также применение кавитационно-стойких материалов. В настоящее время лопасти поворотно-лопастных турбин и рабочие колеса крупных радиально-осевых турбин, работающих на высоких напорах, изготовляются полностью
Рс. 4.11. Установка бурта на периферийномучастке лопасти поворотно-лопастной тур-бины
из нержавеющей стали 06X12ИЗД. Однако нс обязательно изготовлять деталь, подверженную кавитации, целиком из нержавеющей стали, достаточно защитить ее слоем нержавеющей стали толщиной 4—б мм. Например, камеры рабочих колес поворотно- лопастных турбин изготовляются из биметалла с нержавеющим слоем, обращенным к потоку. Ряд крупных радиально-осевых рабочих колес, работающих с напорами 35—90 м, изготовлены из низколегированной стали с облицовкой в зоне кавитации, нанесенной взрывом. Этот метод облицовки дает практически 100 %-ное соединение облицовочного и основного металла, и его иногда называют сваркой взрывом. В качестве облицовки может использоваться нержавеющая сталь с повышенной кавитационной стойкостью, например сталь марки ЮХ14АГ12 с Ак. с = 2,7 (табл. 4.1). Эта сталь не может использоваться как конструкционный материал из-за невысоких прочностных характеристик.
Для сварки при кавитационных повреждениях широко применяются электроды ЭА-395 и ЦЛ-9. Эти электроды имеют сравнительно невысокую кавитационную стойкость (табл. 4.1). Более целесообразно использовать электроды ЦЛ-11 или ЦН-22. Эти электроды с повышенной кавитационной стойкостью хорошо наплавляются (без подогрева) как на углеродистую, так и на нержавеющую сталь, содержат меньший процент никеля.
МЕЖДУНАРОДНЫЕРЕКОМЕНДАЦИИ ПО ОЦЕНКЕКАВИТАЦИОННЫХ РАЗРУШЕНИЙГИДРОТУРБИН И НАСОС-ТУРБИН
Рекомендации МЭК [18] используются для разработки гарантийных обязательств предприятия, относящихся к кавитационным разрушениям. Они также служат для оценки степени кавитационных разрушений гидромашин при заданных мощности, напоре, частоте вращения, использованных материалах и условиях эксплуатации.
Оценка базируется на определении потерь материала в течение заданного времени при точно оговоренных условиях эксплуатации. Другие последствия влияния кавитационных явлений на рабочие характеристики турбины, такие как мощность, КПД, вибрация, шум, а также влияния абразивных частиц и химической агрессивности воды рекомендациями не оцениваются.
Рекомендациями предусматривается срок, в течение которого проверяется размер кавитационной эрозии. Если такой срок/ не согласован, за контрольный срок принимается гарантийный период, установленный для турбины в целом.
За проверяемую величину кавитационных повреждений может быть принята одна из характеристик: максимальная глубина
повреждения, площадь повреждения, объем унесенного металла. Возможна также проверка по двум или трем характеристикам.
Гарантии по кавитационным повреждениям могут также относиться к массе сварочных электродов, необходимых для ремонта, так как это можно связать с объемом кавитационных повреждений.
Для проверки гарантий по кавитационным повреждениям должны быть зарегистрированы в течение всего гарантийного периода значения мощности, напора, уровнен нижнего бьефа (или высоты отсасывания). Такне данные должны быть представлены предприятию-изготовителю турбины.
Продолжительность гарантийного периода по кавитационным повреждениям, ч, рекомендуется следующая:
для турбин, работающих в базисе графика нагрузки 8000
для турбин, установленных на пи
ковых ГЭС и для насосов-турбин 3000
Кроме того, должно быть оговорено время работы гидроагрегатов отдельно в режимах с пониженной и повышенной мощностью. В частности, для турбин может быть разрешена работа в диапазоне повышенной мощности не более 100 ч, а в диапазоне пониженной мощности — не более 500 ч. Для насос-турбин разрешается работа в насосном режиме как при повышенном, так и при пониженном напорах — не более 100 ч.
Кроме того, оговаривается время работы турбины с нагрузкой меньшей, чем допускается при временной эксплуатации для каждого значения напора и уровня нижнего бьефа, или время работы насос- турбины с подачей меньшей, чем оговорено для каждой допустимой высоты всасывания при временной эксплуатации. Отдельное специальное согласование требуется для турбин с двойным регулированием при нарушении комбинаторной зависимости.
Если в результате дополнительных исследований условий эксплуатации обнаруживается, что вода более химически агрессивна, чем в согласованных ранее анализах, то это должно учитываться в решении о выполнении гарантии.
Абразивный износ, вызванный водой, содержащей твердые частицы, не относится к кавитационным разрушениям. Если кавитационная эрозия происходит в зонах, размер разрушений в которых больше из-за дополнительных химических и электрохимических эффектов по сравнению с нормальной кавитацией при согласованных условиях, то такие зоны должны быть исключены при оценке кавитационных разрушений. Дефекты материала, обнаруженные при износе поверхностей в течение эксплуатации. яс включаются в гарантии по капнта- шюнным повреждениям.
Методика измерения к а внт а• ц и о и и ы х р а з р у ш с н и й имеет целью
точно определить размеры зон разрушения и сравнить фактическое разрушение с гарантированными значениями за согласованный период работы гидроагрегата. Если такие измерения проводились до истечения гарантийного срока и последовал ремонт, то гарантийный срок должен быть продлен с момента ввода гидроагрегата в эксплуатацию после ремонта. Максимальная глубина разрушения определяется с помощью инструментов н приспособлений, обеспечивающих точность в пределах 10 %, но не более 1 мм. Площадь повреждения определяется путем планиметрирования отпечатка зоны, перенесенного на бумагу. При этом погрешность также не должна превышать 10%.
Потери металла от кавитационного разрушения могут быть определены несколькими способами:
непосредственным измерением объема какого-либо вещества, уложенного в выборку металла нз поврежденной зоны с восстановлением нормальной границы поверхности, имевшей место до начала эксплуатации; погрешность измерения не должна превышать 15 %;
приближенной расчетной оценкой объема уноса .металла к « S (А^ЛД или V ** «k^s^A^, где At — площадь участка разрушения; st — глубина каверны; к<— коэффициент, корректирующий геометрию выборки металла; возможно применение и более простой формулы V « 0,5зЛ;
по массе сварочных электродов, требуемых для ремонта с учетом массы, уда* ляемой после шлифовки мест заплавки.
Ряс. 4.12. Количественные характеристики кавитационных разрушений (з — глубина разрушений; Л — площадь разрушений;
V — объем унесенного металла)
Кавитационные гарантии считаются выполненными. если по истечении эксплуатационного срока в диапазоне согласованных режимов значение кавитационных повреждений С* не превышает гарантированного С* с учетом поправки на фактически проработанный срок
Индекс А относится к фактическому времени; R— к гарантиям.
Допустимые значения кавитационных повреждений, основанные па приемлемом объеме ремонтных работ, требуемых после двухлетней эксплуатации, согласуются по
ставщиком и заказчиком. При этом за основу таких согласований могут быть приняты некоторые осрсднсипыс зависимости, установленные в ряде стран (рис. 4.12).
Рекомендуется также при согласовании допустимых значений повреждений исходить из того, что главным фактором, влияющим на размер попреждепия, является высота отсасывания турбины (высота всасывания для насос-турбнны).
Если значение кавитационной гарантии назначает заказчик, то поставщик предлагает высоту отсасывания, а если высота отсасывания указана заказчиком, то значение гарантии предлагается поставщиком.
Глава 5
ГИДРОАБРАЗИВНЫЙ ИЗНОС ТУРБИН
ОСОБЕННОСТИ ИЗНОСАГИДРОТУРБИН НАНОСАМИ
На гидроэлектростанциях, построенных па реках, транспортирующих большое количество взвешенных наносов, к кавитацнон- лой эрозии добавляется износ деталей турбин от истирающего действия песчаных частиц, содержащихся в потоке, называемый т и д р о а б р а з и в и ы м износом.
Гпдроабразивному износу подвержены турбины многих гидроэлектростанций Кавказа к Средней Азии. К их числу можно отнести турбины Баксанской, Эзмннской, Шаарнханскнх ГЭС. Так, например, на Баксанской ГЭС при общем среднегодовом содержании наносов в воде примерно 0.8 г/л на твердые составляющие приходится до 0,35 г/л. На Шаариханскои ГЭС № 7 общее среднегодовое количество наносов
1,3 г/л, а твердых составляющих — 0,53 г/л. Через турбины ГЭС в год проходит огромное количество песчаных частиц, например на Баксанской ГЭС—170 тыс. т, на Шаа- рихапскои Ne 7 — 1000 тыс. т.
Ущерб, наносимый гидротурбинам вредным действием наносов, складывается как из физического разрушения деталей, так и из связанного с ним ухудшения энергетических показателей турбины. Потерн только из-за снижения КПД за год работы на некоторых ГЭС превышают в 2—3 раза стоимость основных узлов (рабочего колеса и направляющего аппарата).
Рис. 5.1. Износ рабочего колеса Шаариханскои ГЭС № 7 после одного года эксплуатацииРис. 5.1. Износ рабочего колеса Шаариханскои ГЭС № 7 после одного года эксплуатацииПод действием гндроабразивного износа наиболее интенсивно изнашиваются рабочее колесо и направляющий аппарат турбины. На рабочем колесе гидроабразивному износу в наибольшей степени подвержены лицевая сторона лопастей, внутренняя сто-
Рис. 5.1. Износ рабочего колеса Шаариханскои ГЭС № 7 после одного года эксплуатации
Рис. 5.1. Износ рабочего колеса Шаариханскои ГЭС № 7 после одного года эксплуатации
ропа обода н лабиринтные уплотнения (рис. 5.1).
Особую опасность представляет износ лабиринтных уплотнений. Проведенные нс- следовання показывают, что на Баксанской ГЭС из-за износа уплотнений КПД турбины за год эксплуатации снижается на 6%.
Изнашиваются лопатки /направляющего аппарата, нижнее кольцо и крышка турбины. Лопатки направляющего аппарата изнашиваются в основном со стороны, обращенной к рабочему колесу. Износ нижнего кольца и крышки турбины происходит в большей степени в месте расположения торцов направляющих лопаток.
При гидроабразпвпом износе процесс разрушения материала происходит под ударами" песчаных частиц, влекомых потоком, и поверхность детали. Общая сила прижатия песчинок может быть и невелика, но удельное давление под острыми гранями и выступами достигает значений, превосходящих предел прочности металла. При этом происходит механическое скалывание частичек металла с образованием характерной 'волнистой, матово-блестящей поверхности. По сравнению с кавитационной эрозией фактор коррозии здесь играет второстепенную роль, износостойкость материала при тидроабразивном износе определяется его механическими свойствами.
Износ деталей проточной части турбины под воздействием наносов определяет периодичность ремонтов.
ОСНОВНЫЕ ФАКТОРЫ,ВЛИЯЮЩИЕ НА ГИДРОАБРАЗИВНЫЙ
ИЗНОС
Факторы, влияющие на износостойкость деталей, можно разделить па две группы. Первая группа определяется внешними силами. воздействующими па деталь: концентрацией наносов, минералогическим и гранулометрическим составом, формой частиц, скоростью прохождения взвешенных частиц, длительностью воздействия наносов. Вторая группа факторов определяется свойствами самой детали — ее материалом, размерами.
Зависимость износа от концентрации абразивных частиц подробно исследована на примере износа стальных образцов под воздействием глинистого раствора, насыщенного частицами твердого минерала ге- матита. Испытания показали, что интенсивность износа прямо пропорциональна концентрации частиц твердого минерала в растворе. Так же исследовался абразивный износ металлических плит под воздействием струи воды, насыщенной песком. В этом • случае интенсивность износа пропорциональна концентрации песка п степени 0.7—0,75.
По минералогическому составу наносы, проходящие через турбины ГЭС, можно разделить на твердые фракции •(кварц, турмалин, полевой шпат) с твер
достью по шкале Мооса более 4 и илистые частицы с твердостью менее 4. Опасными для гидротурбин являются частицы наносов, превышающие по твердости материалы, из которых изготовлены детали проточной части турбины. Твердость обычной углеродистой стали по шкале Мооса примерно равна 4. Если твердость стали превышает твердость зерен абразива, то интенсивность износа резко падает.
Как показали наблюдения за наносным режимом ряда ГЭС, содержание твердых минералов составляет 20—40 % общего количества наносов.
Большое значение имеет гранулометрический состав или крупность наносов.
На ПО ЛМЗ исследования проводились на специальной абразивной установке, представляющей собой цилиндрическую ванну, заполненную смесью песка с водой, в которой находились испытываемые образцы. Абразивная смесь приводилась во вращение крыльчаткой с регулируемой частотой вращения. Испытания проводились на угловато-окатанном песке фракциями 0,1 — 0,25 мм; 0,25—0,5 мм; 0,5—1 мм. Образцы были изготовлены из углеродистой стали 25 в нормализованном состоянии и из нержавеющей хромоникелевой стали 12Х18Н9Т. Результаты испытаний приведены на рис. 5.2, откуда следует, что интенсивность износа возрастает с увеличением крупности песчаных частиц.
Форма песчаных частиц оказывает существенное влияние на износостойкость материалов. По данным исследований ПО ЛМЗ на песке двух разновидностей— угловато-окатанном и окатанном крупностью 0,1—0,25 мм, с частотой вращения крыльчатки 1500 об/мин, что соот-
Рис. 5.2. Зависимость износа образцов от крупности песчаных частиц: /_сталь I2X18H9T; 2 - сталь 25
МатериалХимический состав, %Твердость НВКоэффициент износостойкости Л||сСSiМпСгNIДругие добавкиМатериалХимический состав, %Твердость НВКоэффициент износостойкости Л||сСSiМпСгNIДругие добавкиТаблица 5.2. Износостойкость различных материаловТаблица 5.2. Износостойкость различных материаловКонструкционная сталь и цветные сплавыСталь 250,260,270,6160IСталь 3 (прокат)0,180,20.51300,81,120ГСЛ0,190,71,116012Х18Н9Т0,120,640,9518,090,5 Т11700,920X1 ЗИЛ0,20,70,613,00,82101,1ЮХ12НДЛ0,10,40,412,51.21,1 Си2201,11.106X12НЗД0,060,40,412,531 Си23010Х14АГ12М к0,10,61214,00,80,8 Мо1901,106Х12Н9МТЮ0,060,20,212,090.8 Мо2401,208Х19НЗГЗД2Л0,080,362.519,63,60,8 Ti 2 Си2501,3Сталь 25 (цементация и—————7004,4закалка)Бронза БрОЦС 6-6-3———6 Sn; 6 Zn;700,37ЦЛ-330,08Эл0,14ектро(1,7Эные *21чаплас8,63 PbKU2001ЭА-9250.3——1853 Mo2551,4ЦН-210,5—20,584,0 V2401,5XI7Г (порошковая про-——117——3903,1волока)Х17Ю(порошковая———171 Al4003,4проволока)Стеклопластик на поли-Не.метал;чине с киематер^алы0,1эфирной смолеНейлон0.31Капролон——Полиэтилен низкой———0,8ПЛОТНОСТИНаярнт0.9Полиуретан———5Эпоксидная смола с тио-——————0,2КОЛОМКонструкционная сталь и цветные сплавыСталь 250,260,270,6160IСталь 3 (прокат)0,180,20.51300,81,120ГСЛ0,190,71,116012Х18Н9Т0,120,640,9518,090,5 Т11700,920X1 ЗИЛ0,20,70,613,00,82101,1ЮХ12НДЛ0,10,40,412,51.21,1 Си2201,11.106X12НЗД0,060,40,412,531 Си23010Х14АГ12М к0,10,61214,00,80,8 Мо1901,106Х12Н9МТЮ0,060,20,212,090.8 Мо2401,208Х19НЗГЗД2Л0,080,362.519,63,60,8 Ti 2 Си2501,3Сталь 25 (цементация и—————7004,4закалка)Бронза БрОЦС 6-6-3———6 Sn; 6 Zn;700,37ЦЛ-330,08Эл0,14ектро(1,7Эные *21чаплас8,63 PbKU2001ЭА-9250.3——1853 Mo2551,4ЦН-210,5—20,584,0 V2401,5XI7Г (порошковая про-——117——3903,1волока)Х17Ю(порошковая———171 Al4003,4проволока)Стеклопластик на поли-Не.метал;чине с киематер^алы0,1эфирной смолеНейлон0.31Капролон——Полиэтилен низкой———0,8ПЛОТНОСТИНаярнт0.9Полиуретан———5Эпоксидная смола с тио-——————0,2КОЛОМ
Материал
Химический состав, %
Твердость НВ
Коэффициент износостойкости Л||с
С
Si
Мп
Сг
NI
Другие добавки
Материал
Химический состав, %
Твердость НВ
Коэффициент износостойкости Л||с
С
Si
Мп
Сг
NI
Другие добавки
Таблица 5.2. Износостойкость различных материалов
Таблица 5.2. Износостойкость различных материалов
Конструкционная сталь и цветные сплавы
Сталь 25
0,26
0,27
0,6
160
I
Сталь 3 (прокат)
0,18
0,2
0.5
130
0,8
1,1
20ГСЛ
0,19
0,7
1,1
160
12Х18Н9Т
0,12
0,64
0,95
18,0
9
0,5 Т1
170
0,9
20X1 ЗИЛ
0,2
0,7
0,6
13,0
0,8
210
1,1
ЮХ12НДЛ
0,1
0,4
0,4
12,5
1.2
1,1 Си
220
1,1
1.1
06X12НЗД
0,06
0,4
0,4
12,5
3
1 Си
230
10Х14АГ12М к
0,1
0,6
12
14,0
0,8
0,8 Мо
190
1,1
06Х12Н9МТЮ
0,06
0,2
0,2
12,0
9
0.8 Мо
240
1,2
08Х19НЗГЗД2Л
0,08
0,36
2.5
19,6
3,6
0,8 Ti 2 Си
250
1,3
Сталь 25 (цементация и
—
—
—
—
—
700
4,4
закалка)
Бронза БрОЦС 6-6-3
—
—
—
6 Sn; 6 Zn;
70
0,37
ЦЛ-33
0,08
Эл
0,14
ектро(
1,7
Эные *
21
чаплас
8,6
3 Pb
KU
200
1
ЭА-925
0.3
—
—
18
5
3 Mo
255
1,4
ЦН-21
0,5
—
20,5
8
4,0 V
240
1,5
XI7Г (порошковая про-
—
—
1
17
—
—
390
3,1
волока)
Х17Ю(порошковая
—
—
—
17
1 Al
400
3,4
проволока)
Стеклопластик на поли-
Не.
метал;
чине с к
ие
матер
^алы
0,1
эфирной смоле
Нейлон
0.3
1
Капролон
—
—
Полиэтилен низкой
—
—
—
0,8
ПЛОТНОСТИ
Наярнт
0.9
Полиуретан
—
—
—
5
Эпоксидная смола с тио-
—
—
—
—
—
—
0,2
КОЛОМ
Конструкционная сталь и цветные сплавы
Сталь 25
0,26
0,27
0,6
160
I
Сталь 3 (прокат)
0,18
0,2
0.5
130
0,8
1,1
20ГСЛ
0,19
0,7
1,1
160
12Х18Н9Т
0,12
0,64
0,95
18,0
9
0,5 Т1
170
0,9
20X1 ЗИЛ
0,2
0,7
0,6
13,0
0,8
210
1,1
ЮХ12НДЛ
0,1
0,4
0,4
12,5
1.2
1,1 Си
220
1,1
1.1
06X12НЗД
0,06
0,4
0,4
12,5
3
1 Си
230
10Х14АГ12М к
0,1
0,6
12
14,0
0,8
0,8 Мо
190
1,1
06Х12Н9МТЮ
0,06
0,2
0,2
12,0
9
0.8 Мо
240
1,2
08Х19НЗГЗД2Л
0,08
0,36
2.5
19,6
3,6
0,8 Ti 2 Си
250
1,3
Сталь 25 (цементация и
—
—
—
—
—
700
4,4
закалка)
Бронза БрОЦС 6-6-3
—
—
—
6 Sn; 6 Zn;
70
0,37
ЦЛ-33
0,08
Эл
0,14
ектро(
1,7
Эные *
21
чаплас
8,6
3 Pb
KU
200
1
ЭА-925
0.3
—
—
18
5
3 Mo
255
1,4
ЦН-21
0,5
—
20,5
8
4,0 V
240
1,5
XI7Г (порошковая про-
—
—
1
17
—
—
390
3,1
волока)
Х17Ю(порошковая
—
—
—
17
1 Al
400
3,4
проволока)
Стеклопластик на поли-
Не.
метал;
чине с к
ие
матер
^алы
0,1
эфирной смоле
Нейлон
0.3
1
Капролон
—
—
Полиэтилен низкой
—
—
—
0,8
ПЛОТНОСТИ
Наярнт
0.9
Полиуретан
—
—
—
5
Эпоксидная смола с тио-
—
—
—
—
—
—
0,2
КОЛОМ
Таблица 5.1. Потери металла по массе, мг, в зависимости от формы песчаных частиц
Марка стали
Угловато- окатанный
Окатанный
12Х18Н9Т
170
60
25
135
105
ветствовало скорости обтекания образцов 16 м/с, получены данные, приведенные в табл. 5.1.
Из таблицы следует, что для разных видов песка износостойкость материалов может меняться не только количественно, но и качественно. При испытаниях с угловато-окатанным песком средние потери в
массе образцов из стали 25 меньше, чем у образцов из стали 12Х18Н9Т, т. с. износостойкость стали 25 выше, чем износостойкость стали 12XI8H9T. При испытаниях с окатанным песком потерн в массе уменьшаются и происходит изменение износостойкости одного материала по отношению к другому. При окатанном песке износостойкость стали 12XI8H9T выше, чем износостойкость углеродистой стали 25. Это объясняется способностью стали I2X18H9T упрочняться за счет наклепа при ударе окатанных частиц песка.
Скорость прохождения взвешенных песчаных частиц является основным фактором, определяющим степень абразивного износа деталей. Износ элемента поверхности за единицу времени пропорционален кинетической энергии каждой воздействующей частицы, а также числу
ударов частиц. Учитывая, что кинетическая энергия частицы пропорциональна квадрату скорости, а число ударов определяется скоростью и концентрацией частиц, можно считать, что интенсивность износа пропорциональна кубу скорости частицы.
Так как песчаные частицы, проходящие через турбины, малы и находятся во взвешенном состоянии, можно с достаточной степенью точности полагать, что скорость частицы равна скорости потока и, следовательно, интенсивность износа детален турбин пропорциональна кубу скорости потока.
Кубическая зависимость интенсивности износа от скорости потока была подтверждена лабораторными испытаниями на абразивной испытательной установке ПО ЛМЗ с угловато-окатанным песком крупностью 0,1—0,25 мм в диапазоне изменения скорости от 10 до 20 м/с. Нужно отмстить, что при максимальной скорости показатель степени несколько возрастает, что, очевидно. связано с уменьшением длины свободного пробега частицы и более частыми ее ударами об образцы.
Испытания по проверке влияния длительности воздействия потока с абразивными частицами па износ материалов были проведены многими исследователями. Все они свидетельствуют о том, что износ пропорционален времени воздействия.
Исследование влияния группы факторов, которые определяются свойствами материалов детали и ее размерами, выявило следующие закономерности.
Для однородных материалов основное значение имеет твердость, а для металлов с неоднородной структурой—микроструктура.
По стойкости против абразивного износа все материалы можно сравнивать между собой с помощью коэффициента я«„, показывающего, во сколько раз износостойкость одного материала выше или ниже другого, принятого за эталон. Обычно в качестве показателя износостойкости материала служит потеря его массы за определенный промежуток времени.
Износостойкость большого количества материалов определена на ПО ЛМЗ. Работы проводились как в лабораторных, так и в натурных условиях.
Натурные испытания были проведены на Баксанской ГЭС. где на торцах нижних бронзовых втулок направляющего аппарата были установлены защитные кольца, изготовленные из различных материалов.
В лабораторных условиях была испытана большая группа конструкционных сталей, электродных наплавок, неметаллических материалов (табл. 5.2).
Рассматривая влияние геометрических размеров детали, можно отметить следующее. Относительный износ какой-либо детали. например лопатки направляющего аппарата или рабочего колеса, можно оце-
шпь как отношение потерь массы к общей массе детали. В то же время потеря массы металла пропорциональна омываемой потоком поверхности, т. е. квадрату характерного размера, а масса пропорциональна кубу размера. Принимая за характерный размер диаметр рабочего колеса Ьь можно утверждать, что абразивный износ обратно пропорционален диаметру рабочего колеса.
оценка истирающейспособности НАНОСОВ
И ОПРЕДЕЛЕНИЕ МЕЖРЕМОНТНОГО ПЕРИОДА РАБОТЫ ТУРБИН ПРОЕКТИРУЕМОЙ ГЭС
На основании анализа факторов, влияющих на абразивный износ гидротурбин, функциональная зависимость степени абразивного износа /». * записывается в следующем виде:
1 а. и — / (Ртв, п3» С ^hci ^1К(5-1)
где Р,, — приведенная к одной крупности концентрация твердых составляющих наносов; и —скорость потока в характерном сечении; / — время работы турбины; к,с— коэффициент износостойкости материала (для углеродистой стали к,с = I).
Первые три члена зависимости (5.1) (Рт., о . 0 представляют собой истирающее воздействие водотока, с их увеличением степень износа также увеличивается. Последние два члена характеризуют способность детали противостоять абразивному износу, их увеличение уменьшает значение
Целесообразно судить об износе по времени работы турбины без ремонта или по ее потребности в ремонте, рассматривая узлы турбины, например рабочее колесо и направляющий аппарат, в целом. Показателями потребности в ремонте рабочего колеса могут служить: износ выходных кромок лопастей почти до полного исчезновения всей толщины и износ обода на 20— 30 % толщины. Потребность в ремонте можно также определять, исходя нз сопоставления ущерба от снижения КПД турбины и амортизации со стоимостью ремонта. Тогда время работы турбины в воде с наносами / будет соответствовать периодичности ремонтов Т.
Приведенная концентрация твердых составляющих наносов Р,. определяется по зависимости
п
^тв" £ Кф^дА.б (5-2) 1-1
где Кф| — коэффициент формы 1-й фракции наносов (для предварительных расчетов принимаем Кф = 1); Кщ— коэффициент крупности частиц 1П фракции наносов; P,.i — концентрация твердых составляющих наносов Гй фракции.
Обычно наносы подразделяются на следующие фракции: меньше или равно 0,01 мм; 0,01—0.05 мм: 0,05—0,1 мм; 0.1 — 0.25 мм; 0,25—0,5 мм; больше 0,5 мм. Воздействие частиц размером меньше 0,01 мм пренебрежимо мало, их энергия будет пол- ..остью затухать в пограничном слое жид- ^_:.-:. Для остальных фракций Кд будет .ь.чэчеиня:
0 Ci —0,05 0,05“0,ii 0,2-0,25 0,25-0,5 Кд . . .0,020,060,170,47
Характерная скорость определяется отдельно для рабочего колеса и направляющего аппарата.
В рабочих колесах наиболее подвержены износу выходные кромки лопастей, поэтому следует определить относительную скорость wa на выходе из рабочего колеса па оптимальном режиме:
У*2 = лДГ+^Г* (53)
где Ui — окружная скорость; ет,— меридиональная составляющая абсолютной скорости.
Для направляющего аппарата определяем среднюю скорость потока и0:
°0™'<5,4)
OqvO^o
где Q — расход через турбину при Nont и Я,; о» — расстояние в свету между лопатками при ЯОпТ; Ьо — высота направляющего аппарата; z0 — число лопаток.
Коэффициент износостойкости материала *« определяется по табл. 5.2.
Для определения степени абразивного износа /,. *. п я периодичности ремонтов Тп проектируемой турбины ее необходимо сравнить с одной из близких по типу турбин на действующей ГЭС, имеющей хорошо изученный наносный режим и степень износа /«. *. д. Потребность в ремонте вновь проектируемой турбины возникает при условии 7а.ж. я -* У*, ж. д. При известном наносном режиме реки Рте. а н определенных иП1 ^ис. а* Р1Я для проектируемой ГЭС, используя данные близкой но типу турбины действующей ГЭС Рте. л, Пд, Гд, Ане. д, Р1д, можно определить
Г „„тг. (5.5) ^ТВ. п^^нс. Д^1Д
В качестве действующих гидроэлектростанций можно принимать ГЭС, оборудованные радиально-осевыми турбинами с напором от 20 до 170 м, имеющие известные характеристики износа и изученный наносный режим.
Основные параметры этих гидроэлектростанций и результаты расчета скоростей в рабочем колесе и направляющем аппарате по формулам (5.3) и (5.4) приведены в табл. 5.3.
В я
оо-ес^сосооо04
со со —ио —*
СОСМСО040404СО
Е^ о
СТ tD-D Ь
СТ О О(О b- N СО
з з
С4СМСОСТ04ь.
04ст*-тсо*~то
СО0404С40404со
>1
о^ о з
ю<о—
U0ООЩ*СЧSIQШ
0404СМ——•—•
о X СП
X
>»
о ^
С з
ОtOОСОООО
04—ТСО<ОО
————ем—04
Е О X е X сп «3 CL о
ГО
и 3 X
О
ооооо■
—стю—■от04
04—04ЮЬ~04Ю
о
to00ОО<О<О<О
——0404———
X V X cl V е
Q *
юto
—toсо—
— 04 0404 04 — 04*
о с
О’
<т> L.
СОt-—ОCDtOCM
04—tOСТОCMСТ
————04——
X X to cl >»
3 & V S
ю CM* Шto
ем to "ст
—* — 04— — — —*
. о
ь.M^CT0004toO4_
—2—to*coo*
————0404
сх eg с
о
3 X
е з
§
co_
o CO toQ V ю О
О 04ЮО
toCO04 04 co co
о X и О
со
%™
00<OO_0404^ CD<O
couoiovoco*of
— 04—
tn
<g Я
X
3
*
—^ co
S S toCO 04 ^- S
ч 'О
СО Н
г У и с у V г о
а х о.
04 ?О 8
So' 1 । о 5
ClCl cu
Г)
го
Xо
КXГо
tR_ГОU9-
кхи
SS^S^-^ro
огоS
X ж гось О
гогоГО <о
ю <т) Яm cl
Рис. 5.3. Зависимость межремонтного периода направляющего аппарата Т„., от яс- тираKJuieff способности водотока
Данные по наносному режиму этих гидроэлектростанций и значения Гт» по формуле (5.2) приведены в табл. 5.4.
Подставляя в формулу (5.5) значения близкой по типу турбины действующей ГЭС, можно определить межремонтный период для направляющего аппарата и рабочего колеса турбины вновь проектируемой ГЭС.
Аналитический расчет по формуле (5.5) может быть упрошен с помощью некоторых графических построений. Проведем в формуле (5.5) преобразования, для этого обозначим: PTWvs — J' — истирающая способность водотока; ЛцС. пАис. д^^нс— коэффициент относительной износостойкости материала; D^ JD^ = КD — масштабный коэффициент.
Тогда
или
Tn = К/Г„. (5.G)
где K=J'kK„сКВТд. .
Из формулы (5.6) следует, что межремонтный период вновь проектируемой ГЭС обратно пропорционален истирающей способности водотока.
Истирающую способность водотока /' можно представить графически как степенную функцию от Ртв и Ор. В качестве примера рассмотрим истирающую способность водотока Баксанской ГЭС, имеющего хорошо изученный наносный режим и из
вестные характеристики износа. По данным табл. 5.3 и 5.4 для направляющего аппарата определим г0 и Л-, и нанесем их на график (рис. 5.3). Истирающая способность в этом случае будет равна
Этой точке соответствует определенный межремонтный период, который на Баксанской ГЭС. где установлена турбина, изготовленная из углеродистой стали с Df « = 1,2 м. принят равным одному году. Однако за этот период летали проточной части значительно изнашиваются. Так, например. глубина износа направляющих лопаток достигает половины тол шины, существенно снижается КПД. Поэтому целесообразно принять, что данной истирающей способности соответствует межремонтный период 0.5 года. Он и соответствует данной точке. Меняя значения Ртв и о0 при условии ./'=:/' а = const, .можно получить линию равных значений истирающей способности водотока или соответственно линию межремонтных периодов, равных 0,5 года.
Учитывая, что гидроабразивный износ пропорционален времени эксплуатации, что межремонтный период обратно пропорционален истирающей способности водотока, можно построить на графике линии межремонтных периодов Т = 1 год, 2 года, 3 года и т. д. для любых значений P1S п и0.
Для определения межремЬнтного периода проектируемой ГЭС найдем на рис. 5.3 значение Гм. а по известным величинам Ртв и с». Умножая полученное значение Гн. * на соответствующие коэффициенты К и К D, рассчитанные для проектируемой и Баксанской ГЭС, определим 7*. *. Полученное значение Тм. । будет наиболее близко к действительному, если конструкция направляющего аппарата и условия его работы такие же, как ня Баксанской ГЭС. Однако для предварительных расчетов точность значения Г„ е. определенная по этой методике и для других типов направляющих аппаратов, вполне достаточна. Это подтвердила проверка, выполненная для ряда действующих ГЭС (табл. 5.3), которая показала, что значения IV ,. определенные с помошью графика (рис. 5.3), довольно близко совпали с действительными.
Аналогичную зависимость 7Р.К от Ртв и w-i можно построить и для рабочего колеса (рис. 5.4).
Значения Тр. к определяются путем умножения найденного на графике значения Гр к на коэффициенты KRC и К ^ определенные для Баксанской и вновь проектируемой ГЭС.
График на рис. 5.4 охватывает рабочие колеса радиально-осевого типа, однако он может быть построен и для поворотно-ло-
jГЭС
Концентрации тпердих составляющих наносов
Фракции наносов, мм
Суммар- ные значения
< 0.0
0.01-0.03
0.05-0.10
0.10-0.23
0.25-0,5(
0.50
0
0.02
0.06
0.17
0,47
1
',:Баксанская
г/м’
Рт„:
%
_ г/м’
РТВ. г/м3
53,6
430
27,5
220
87
191
3,8
15,1 120
95,8 115
6,9
3.6
28,4
89,7
25,5
4,3
0.2
1.6
83,5
1.3
0,6
—
100
800
332,8
15,6
JЭзмннская
Робщ: % г/м’
Р»: %
_ Г/м3
Ртв. г/м3
49,3
272
31,3
172
77,1
134
2,7
13,4
73
80,6
59
3,5
5,3
29,1
85
24,7
4,2
0.7
3.9
86,2
3,4
1.6
100
550
221
12
।Канакерская
Робщ: % г/м3 р»'. % _Г/м3 Ртв. г/м3
5
5
24,8 24,8
6,8 1.7 0
57,9
57,9
15,4
8,9
0,5
4,7
4,7
83,5
3,9 0,7
6.8
6,8
77,6
5,3
2,5
0,8 0.8
43
0.3 0,3
100
100
20,1
4
[< Верхне
С Варзобская
i.
Робщ: % г/м’
Ртв:
%
_ г/м3
Ртв. г/м3
67,7
135,5
16,8
33,5
74,3
25
0.1
4,7
9,4
92,7
8,7
0,5
8,7
17,4
95,9
16,7
2,8
0,9
1,8
99,8
1.8
0,8
1.2
2,4
99,5
2,4
2,4
100
200
54,6
6,6
1
ГШаарнхан-
■ская № 7
1
Робщ.
г/м’
Р тв:
% _г/м3 Ртв. г/м3
44,5
580
22,1 287
76
218
4,4
14,3 185
78,5 145
8,7
16,1
209
63,9
133,5
22,7
1.7 22,1
92,9 20,5
9,6
1,3
16,9
96,6
16.3
16,3
100
1300
533,3
61,7
; Рионская
i 1
Робщ: % г/м’
Р„: % _г/м3
Рте. г/м’
7-1.6
582
14,5 113
65,4 74
1,5
8.8
68,5
76,3
52,2
3,1
1.9
14.9
70,7
10,5
1.8
0.2
1.6
69,9
1.1
0,5
100
780
137,8
6,9
।Таблица 5.4. Характеристика наносного режима ГЭС
!;48
Рис. 5.4. Зависимость межремонтного периода рабочего колеса Тр.. от истирающей способности водотока
пастных гидротурбин, если принять за аналог ГЭС с ПЛ турбиной и известными наносным режимом и значением износа рабочего колеса.
Износ, характеризуемый межремонтным периодом, можно разделить на три степени: интенсивный (межремонтный период 1 — 2 года); умеренный (межремонтный период 3—4 года); слабый (межремонтный период больше 4 лет).
Пример расчета ожидаемого износа вновь проектируемой турбины. Основные показатели проектируемой РО турбины: N = 62 МВт; Н = 257 м; л =375 об/мин: Di = 2,8 м. Среднегодовое содержание наносов в потоке, проходящем через турбину, 450 г/м’; механический состав наносов по фракциям в %: меньше или равно 0,01 мм— 39,8; от 0.01 до 0,05—34,7; от 0,05 до 0,1 — 10; от 0,1 до 0,25—7,5; от 0,25 до 0,5—5,6;
больше или равно 0,5—2,4. Содержание твердых фракций 61 %.
Определим значение Pt., пг по формуле (5.2) и сведем вычисления в табл. 5.5.
Определяем скорости потока в направляющем аппарате п0 и в рабочем колесе Wj по формулам (5.4) и (5.3):
г'о = 26,8 м/с; шз = 37,5 м/с.
По графикам на рис. 5.3 и 5.4 определяем межремонтный период для направляющего аппарата и рабочего колеса, который составляет около 0,5 года. С учетом масштабного коэффициента KD = -~ = 2,33 межремонтный период будет 1 год. Таким образом, на проектируемой ГЭС ожидается интенсивный гидроабразивный износ турбин и должны быть предусмотрены специальные
Определение Р,«
Параметр
Фракции наносов, мм
Суммар- значення
< 0,01
0.01-0.05
0,05-0.1
0.1-0.25
0.25-0.5
>0.5
Kd
0
0,02
0,06
0,17
0,47
1
Робщ. г/м
179
156
45,2
33.8
25,2
10,8
450
р,.. г/м’
109,2
95,2
27,0
20.6
15,4
G.G
274,0
Р,„ г/м3
0
1.9
1.7
3.5
7.2
6,0
20,9
Таблица 5.5.
Зек. 905
49
Глава 6НОМЕНКЛАТУРА КРУПНЫХ ГИДРОТУРБИНГлава 6НОМЕНКЛАТУРА КРУПНЫХ ГИДРОТУРБИНРис 6 I. Пределы применения гидротурбин различных систем по диаметру рабочегоколеса О, и действующему напору НРис 6 I. Пределы применения гидротурбин различных систем по диаметру рабочегоколеса О, и действующему напору Н
Глава 6
НОМЕНКЛАТУРА КРУПНЫХ ГИДРОТУРБИН
Глава 6
НОМЕНКЛАТУРА КРУПНЫХ ГИДРОТУРБИН
Рис 6 I. Пределы применения гидротурбин различных систем по диаметру рабочегоколеса О, и действующему напору Н
Рис 6 I. Пределы применения гидротурбин различных систем по диаметру рабочегоколеса О, и действующему напору Н
меры, направленные на повышение износостойкости деталей проточной части.
Ремонты гидротурбин, работающих в условиях абразивного износа, должны быть более частыми, чем турбин, работающих на реках с небольшим количеством наносов.
Приведенные выше данные (рис. 5.3 и 5.4) получены в предположении отсутствия кавитационной эрозии. Они составлены также из условного срока межремонтного периода Баксанской ГЭС — 0.5 года. Так как наряду с абразивным износом происходит и кавитационная эрозия, то эти два процесса следует рассматривать в комплексе.
В процессе эксплуатации межремонтный период определяют, исходя из снижения КПД агрегата и степени износа элементов проточного тракта, а также технико-экономическим расчетом с учетом стоимости ремонта и стоимости потерянной из- за снижения КПД электроэнергии.
МЕРЫ БОРЬБЫ С ИЗНОСОМГИДРОТУРБИН
Наиболее эффективным способом уменьшения износа гидротурбин является ограничение пропуска наносов через проточную часть гидроагрегата. Для приплотинных ТЭС, имеющих обширные водохранилища, значительная часть наносов осаждается в водохранилище. Однако по мере заиления водохранилища все большая часть наносов начинает проходить через турбины гидроэлектростанции и изнашивать детали проточной части. В известной степени наличие больших водохранилищ является лишь некоторой отсрочкой износа гидротурбин.
Для деривационных ГЭС, не имеющих больших водохранилищ, сооружаются отстойники, рассчитанные на осаждение частиц наносов крупностью больше 0,25 мм. Отстойники — весьма дорогостоящие сооружения, их стоимость достигает 25 % стоимости всего гидроузла. В то же время эффективность отстойников невелика, так как
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Под термином номенклатура в гидротурбостроенин подразумевается нормативно-технический документ или комплекс таких документов, устанавливающих (с учетом накопленного опыта) системы и типы гидротурбин, область их применения, а также основные параметры и размеры гидротурбин предусмотренных типов.
Первая номенклатура отечественных гидротурбин была разработана в 1948 г., и все дальнейшие этапы се совсршснство-
частицы твердых минералов даже менее 0,25 мм весьма опасны для гидротурбин. Например, на Баксанской ГЭС имеется трехкамернын отстойник, однако степень износа деталей проточной части является одной из наибольших в СССР.
Большое внимание должно быть уделено конструированию гидротурбин, предназначенных для работы в условиях гидро- абразивного износа. Пока не разработан конструкционный материал, обладающий комплексом технологических свойств, необходимых для изготовления деталей и их ремонта, и имеющий повышенную износостойкость. Как видно из табл. 5.2, вес исследованные марки стали незначительно отличаются друг от друга по износостойкости.
Существенно повышает износостойкость деталей поверхностное упрочнение, например цементацией и закалкой. Цементация обеспечивает достаточный по толщине поверхностный слон до 1 мм. Недостатком этого процесса являются деформации детали при закалке, исключающие применение цементации для крупногабаритных и сложных по конфигурации детален.
При проектировании проточной части гидротурбины нужно по возможности избегать крутого поворота потока, уступов в сопрягаемых поверхностях. Лопастная система рабочего колеса, где скорости особенно велики, должна иметь более плоские лопасти и плавные очертания нижнего обода.
При наличии абразивного износа следует выбирать более тихоходные турбины. Кроме снижения скорости, это приведет к некоторому увеличению размеров турбины, что повысит относительную износостойкость деталей.
Конструкция турбины должна обеспечивать возможность быстрой замены изнашиваемых деталей. Крышка турбины, нижнее кольцо направляющего аппарата должны иметь сменные облицовки. Надежно должны быть защищены от износа втулки направляющих лопаток.
вапия наглядно отражают развитие отечественного гидротурбостросния.
• Номенклатура гидротурбин способствует систематизации уже разработанных гидротурбин, определяет дальнейшие направления научно-исследовательских работ, создает условия для стандартизации и унификации гидротурбинного оборудования.
Деление гидротурбин па классы и системы приведено в гл. I. Обозначение ти- п а гидротурбин строится по следующей схеме:
Турбина гидравлическихххх-хх-к-х
Обозначение системь! гидротурбины
(ПЛ, FO, К и т.д.)
Наибольший напор, на который-гидротурбина может быть установлена, м
Расположение вала гидротурбины (В — вертикальное; Г — горизонтальное!
Дополнительные признаки системы гидротурбины* (К — капсульная; 4, 6. 6 — число сопл ковшовой гидротурбины; М — металлическая спиральная камера; Б — бетонная спиральная камера; вп — угол наклона лопастей рабочего колеса, град) * Дополнительные признаки допускается ■ овотнееенипх гидротурбин опускать.
Типоразмеры гидравлических турбин дополнительно характеризуются номинальным диаметром рабочего колеса Оь Обозначение гидротурбин строится по схеме:
Турбина гидравлическаяхххх-хх- ххх
Обозначение типа гидротурбины
Номинальный диаметр рабочего колеса гидротурбины, см
Гидротурбины основных систем, применяемые в крупном гидротурбостроенин, обозначаются следующим образом: ПЛ15-ГК- 550, ПЛ40-В-500, ПЛД70-В-600, РО170-В- 750, К400-Вб-300.
Применяются также обозначения гидротурбин, содержащие порядковый номер рабочего колеса по нумерации организации- разработчика: ПЛ15/826-ГК-550; РО170/821- В-750.
Наиболее широкое распространение получили вертикальные поворотно-лопастные осевые и радиально-осевые гидротурбины.
Современная номенклатура вертикальных поворотно-лопастных осевых и радиально-осевых гидротурбин, разработанная в 1982 г., состоит из комплекса стандартов, устанавливающих:
типы, основные параметры я размеры гидротурбин;
очертания проточной части поворотно- лопастных гидротурбин в области рабочего колеса и направляющего аппарата;
типы и размеры профилей лопаток направляющего аппарата;
типы и размеры металлических спиральных камер;
типы и размеры бетонных спиральных камер;
типы и размеры изогнутых отсасывающих труб:
конструктивные схемы гидротурбин;
предельную металлоемкость гидротурбин.
В 1980 г. разработана первая номенклатура крупных горизонтальных капсульных гидротурбин, промышленное освоение которых началось в 1963 г. изготовлением капсульных гидротурбин для Киевской и Череповецкой ГЭС.
В 1984 г. разработана первая номенклатура крупных вертикальных ковшовых гидротурбин, промышленное освоение которых началось изготовлением вертикальных ковшовых гидротурбин для Татевской ГЭС (1967 г.).
В 1985 г. разработана первая номенклатура вертикальных поворотно-лопастных диагональных гидротурбин, промышленное
освоение которых началось изготовлением Гидротурбин для Зейской ГЭС (1975 г.).
Пределы применения основных систем крупных гидротурбин по номинальному диаметру рабочего колеса и действующему напору указаны на рис. 6.1.
6.2. НОМЕНКЛАТУРА ВЕРТИКАЛЬНЫХПОВОРОТНО-ЛОПАСТНЫХ ОСЕВЫХ
И РАДИАЛЬНО-ОСЕВЫХГИДРОТУРБИН
Типы ПЛ и РО вертикальных гидротурбин, применяемых в настоящее время, указаны в табл. 6.1.
Рис. 6.2. Основные размеры проточной ча
сти поворотно лопастных гидротурбин
Система гидротурбин
гидротурбин
Максимальный напор
ГII дроту р-
^макс* м
Is Is ч£
& | О ^*
Диаметр рабочего колеса, Dv м
1
«в
S3
h
А = к $Е
ПЛ10-В
10
4
0,5
2
10,6
ПЛ 15-В
15
10
0,5
2
10,6
Пово-
ПЛ20-В
20
15
0,5
2
10
ПЛ 30-В
30
20
0,5
2
9,5
ротно» лопает-
ПЛ40хВ
ПЛ50-В
40
50
30
40
0,5
0,5
2
2
9,5 9
ные
ПЛ60-В
60
50
0,5
1,8
8,5
ПЛ70-В
70
60
0,5
1,8
8,5
ПЛ 80-В
80
70
0,5
1,8
8,5
РО45-В
45
30
0,6
1.6
9
РО75-В
75
45
0,6
1,6
9
РО115-В
115
75
0,6
1,6
9
РО140-В
140
115
0,6
1,6
9
Ряди-
РО170-В
170
140
0,65
1,6
9
ально*
РО230-В
230
170
0,65
1,25
9
осевые
РОЗ 10-В
310
230
0,65
1,25
6,7
РО400-В
400
310
0,7
1,25
5
Р0500-В
500
400
0,8
1,25
4
РО600-В
600
500
0,8
1,25
3,55
Таблица 6.1. Типы гидротурбин и диапазон их применения
части. Однако практически это ухудшение энергетических свойств проектируемых гидротурбин незначительно и с ним приходится мириться.
Отработка номенклатурных типов гидротурбин в расчете на фиксированные значения максимального напора гидротурбин позволяет ограничить возможное многообразие элементов проточной части, существенно сократить объем научно-исследовательских работ, а в ряде случаев сократить и затраты на изготовление натурных гидротурбин.
Указанные в табл. 6.1 отношения H.^JH,.,, следует рассматривать как ориентировочные. При проектировании конкретных объектов эти значения могут быть уточнены.
Основные относительные размеры проточной части, определяющие параметры и конструкцию поворотно-лопастных гидротурбин, указаны па рис. 6.2, а радиально- осевых — на рис. 6.3.
Максимальный напор гидротурбины, зависящий от природных условий района, в котором расположена проектируемая ГЭС, как правило, меньше-соответствующего зна-’ чення максимального напора, указанного в табл. 6.1. Так как выбор элементов проточной части для этих условий производится из номенклатурных элементов, отработанных в расчете на большие нагрузки, то это приводит к ухудшению энергетических свойств проектируемых гидротурбин из-за неизбежного заужепия каналов проточной
Рис. 6.3. Основные размеры проточной части радиально-осевых гидротурбин
Тип гидротурбин
Параметр
ПЛ 10
ПЛ15
ПЛ20 |
плэо
ПЛ40
Число лопастей рабочих колес Zi
Относительный размер корпуса рабочего колеса Зет
Относительная высота направляющего аппарата Бо не менее
Оптимальная приведенная частота вращения "| опт* об/мин
Приведенный расход, л/с:,
оптимальный Q| опт максимальный по кавитационным условиям <?[ накс
Коэффициент быстроходности гидротурбины л,. об/мин
Коэффициент кавитации ст nP" QlMOKC
^-4
0,35
0,43
165-185
1250—1450
2300-2500
870-1010
1,5-1,9
3-4
0,35
0,42
150-165
1150-1350
2100-2350
750—880
1,1-1,6
4
0,37
0,4
138-150
1050-1250
1800— 2250
640-780
0,78-1,35
4-6
0,4
0,375
125-135
1000—1200 1450—2000
520 —600
0,54-1
5-6
0,44
0,375
115-126
1000—1200
1250—1700
450—570
0,42—0,78
Параметр
Тип гидротурбин
ПЛ50|
ПЛ60|
ПЛ70|
ПЛ 80
Число лопастей рабочих колес z.
Относительный размер корпуса рабочего колеса 5ет
Относительная высота направляющего аппарата Бо, не менее
Оптимальная приведенная частота вращения 'Ч опт, об/мин
Приведенный расход, л/с:
оптимальный Q, опт
максимальный по кавитационным условиям Q, макс
Коэффициент быстроходности гидротурбины п,, об/мин
Коэффициент кавитации ° ПР" Qi макс
7-8
0,47
0,375
110—120
950-1150 1150-1500
410-510
0,35-0,6
7-8
0,51
0,35
105-116
900-1050
1050-1300
370-460
0,31-0,48
8
0,56
0,35
102-110
850—1000
950—1200
340—420
0,27-0,4
8
0,6
0,35
100—105
800—950
900—1100
320—380
0,25—0,36
Таблица 6.2. Основные геометрические и гидравлические параметры поворотно-лопастных осевых гидротурбин
Примечания: I. Для гидротурбин всех типов отиоентельный диаметр горловины камеры рабочего колеса Дгорл=0,955 + 0.985. относительная высота Ао — 0,21 -ь 0.26.
Относительный дияметр окружностей расположения осей попорота лопаток ияпряпляющего аппарата Do для гидротурбин всех типов равен 1,2. В технически обоснованных случаях разрешается изменять аначенне Do в пределах от 1*15 до 1.25.
Допустимые отклонения от указанных значений Jbt не должны превышать ±5 %.
Параметр
Тип гидротурбин
РО«
РО75
РОИ5
POU0
POI70
Относительный диаметр Л»
1,13
1,1
1,03
1,0
0,94
Относительная высота
0,35
0.3
0,25
0,25
0,2
направляющего аппарата 5# не менее
Оптимальная приведен-
80—90
75-83
68-77
66—74
64-72
ная частота вращения
"[опт- об/мин Приведенный расход.
л/с:
1
оптимальный Qt опт
1150—1300
1000—1150
850—1000
750—900
550-700
максимальный на
1350-1550
1150-1400
950—1150
850—1000
700-850
линии 5 %-кого за-
паса мощности
Qi макс
Коэффициент быстро-
320-390
280—340
230—290
210—260
180-230
ходкости гидротурбины л,. об/мин
Коэффициент кавита-
0,15-0,24
0,13-0,21
0,1—0,17
0,09—0,15
0,07—0,13
ции <7 при Q, макс
Параметр
Тип гидротурбин
РО2Э0
РОЗЮ
РО400
РО500
РО600
Относительныйдна-
0,86
0,78
0,71
0,67
0,62
метр От
Относительная высота
0,16
0,12
0,1
0,08
0,06
направляющего аппарата Бо не менее
Оптимальная приведен-
62-68 ,
60—65
60—65
58—65
56—65
кая частота вращения Л| опт, об/мнн
Приведенный расход.
л/с:
(300—400
оптимальный Q]onT
400—550
"200—300
180—250
150-200
максимальный ня
500-650
I 350—500
(ЗбЗКз70
250—300
200—260
линии 5 %-кого запаса мощности
7,1
^1 макс
Коэффициент быстроходности гидротурбины л,, об/мин
Коэффициент кавитации
150-190
120-160
5,04—0,07
110—140
100—120
90-120
0,05-0,09
.0,0^—0,065
■• 0,04—0,065
0,04-0,065
а прн Q, ыакс
Таблица 6.3. Основные геометрические и гидравлические параметры радиально-осевых гидротурбин
Пржмеч.яня: 1. Относительный диаметр окружностей расположения осей поворота лопаток направляющего аппарата De для гидротурбин всех типов равен 1.2. В технически обосновап- jtmx случаях разрешается изменять значение Do в пределах от 1.15 до 1,25.
1. Допустимые отклонения от указанных значений Dj не должны превышать ±12%.
Основные геометрические и гидравлические параметры, приведенные к диаметру рабочего колеса Рь поворотно-лопастных осевых гидротурбин различных типов приведены в табл. 6.2, радиально-осевых гидротурбин — в табл. 6.3.
Размеры г и д р о т у р/5 и и. Сводный график применения гидротурбин. Гидротурбины различных типов, установленных номенклатурой с учетом специфики гидроэнергетики, могут изготавливаться с мощностью примерно от 1 до 900 МВт.
Пределы изменения диаметров рабочих колес Di различных типов гидротурбин, предусмотренных номенклатурой, указаны в табл. 6.1.
В указанных диапазонах изменения Di конкретный размер выбирается из ряда предпочтительных чисел (по табл. 6.4). В этой таблице наряду с диаметрами рабочих колес указаны предпочтительные диаметры направляющего аппарата Do, характеризующие размеры статорных частей гидротурбин. При этом если в обоснованных случаях отклонения от указанных значений I), допускаются в пределах ±4 %, то отклонения от указанных значений Ьо не допускаются.
Такое требование объясняется стремлением по возможности обеспечить ббльшую повторяемость в производстве одинаковых гидротурбин, а если это полностью не удается, то хотя бы таких трудоемких сборочных единиц, как спиральные камеры, статоры и направляющие аппараты.
С этой же целью выбор типоразмера гидротурбин стремятся производить не индивидуально для каждой ГЭС, а с учетом группы объектов, строительство которых планируется в обозримом будущем. При такой унификации параметров гидротурбин для групп ГЭС иногда удается обеспечить значительную экономию средств на изготовление и проектирование гидротурбин.
Сводный график применения крупных вертикальных поворотно-лопастных осспых и радиально-осевых гидротурбин в координатах N — Н, где N — мощность гидротурбины и Н — действующий напор гидротурбины. представлен на рис. 6.4.
Рабочие колеса В современную номенклатуру гидротурбин включено большое число новых модификаций высокоэффективных рабочих колес, разработанных с учетом отечественного и зарубежного опыта. Если в номенклатуре 1961 г. было представлено только 15 модификаций рабочих колес с комплектом универсальных характеристик соответствующих модельных гидротурбин, то в номенклатуру 1982 г. включено уже 33 модификации рабочих колес.
Для каждого типа гидротурбины в новой номенклатуре предусматривается несколько модификаций рабочих колес. К номенклатуре прилагается полный комплект универсальных и разгонных характеристик
Таблица 6.4. Диаметры рабочих колес и направляющих аппаратов
Диаметр
Диаметр
Число
Система
рабочего
капра-
лопаток
гидротурбин
колеся
ваяющего
направляю-
D(. м
аппарата
Dp, м
аппарата zo
Радиально-
1,5
20
осевые
1.4 '
1,68
20
1.6
1,92
20
1.8
2.16
20
1^9
2,28
20
Радиально-
2,0
2,4
20
осевые и
2,12
2.54
20
поворот-
2,24
2,69
20
но-лопаст-
2.36
2,85
20
мые
2.5
3.0
20
2,65
3,18
20
2.8
3,36
20
3.0
3.6
20
3,15
3.78
20
3,35
4,02
20
3,55
4,26
20
3,75
4,5
20
4,0
4,8
20 '
4,25
5,1
20
4.5
5,4
20
4,75
5,7
20
5.0
6,0
20
5,3
6,36
20
5,6
6,72
20
6,0
7,2
24
6,3
7,56
24
6,7
8,04
24
7.1
8,52
24
7,5
9,0
24
8,0
9,6
24
8,5
10,2
28
9,0
10,8
28
Поворотно-
9.5
11.4
28
лопастные
10,0
12,0
28
10,6
12,72
28
гидротурбин с рекомендуемыми рабочими колесами. Независимо от стандартов разработаны приложения, включающие все характеристики, необходимые при конструировании гидротурбин и проектировании ГЭС (энергетические, кавитационные, эрозионные, пульсационные и силовые).
Гидротурбины с рабочими колесами различных модификаций отличаются гидравлическими свойствами. Пределы изменения параметров гидротурбин отражены в табл. 6.2 и 6.3. Указанные различия учитываются при выборе проточной части гидротурбин для проектируемых ГЭС.
Н я п р я я л я ю щ и е аппараты. Номенклатурой вертикальных ПЛ и ГО гидротурбин предусматриваются направляющие аппараты с числом лопаток г», равным
Группа профилейМакси- мальный напор, мДиаметр напраяляю-аппарата. мпрофиляСлучаи примененияIИ > 40 //<40 // > 40 //<40 // <40D, <7D, <77 < D» < 107 < О0 < Ю Do> 10У1-20-1У1-20-2У1-24-1У1-24-2У1-28-1Профили лопаток группы I применяются. если требуется обеспечить:согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим на пего потоком на режимах работы, соответствующих оптимуму универсальной харак- ггерметики;примерное равенство максимальных моментов, которые преодолеваются механизмом поворота лопаток при холе на открытие и закрытие направляющего аппаратаIIН > 40 //<40 // > 40 Н <40 // <40Do <7D, <77 <D„ < 107< Do < 10Do >10УП-20-1УП-20-2УП-24-1УП-24-2УП-28-1Профили лопаток группы II применяются, если требуется обеспечить:согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим на него потоком на режимах работы турбины с максимальной мощностью;гидравлические моменты на лопатках, действующие преимущественно на закрытие направляющего аппарата (самозакры- вающийся направляющий аппарат)Группа профилейМакси- мальный напор, мДиаметр напраяляю-аппарата. мпрофиляСлучаи примененияIИ > 40 //<40 // > 40 //<40 // <40D, <7D, <77 < D» < 107 < О0 < Ю Do> 10У1-20-1У1-20-2У1-24-1У1-24-2У1-28-1Профили лопаток группы I применяются. если требуется обеспечить:согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим на пего потоком на режимах работы, соответствующих оптимуму универсальной харак- ггерметики;примерное равенство максимальных моментов, которые преодолеваются механизмом поворота лопаток при холе на открытие и закрытие направляющего аппаратаIIН > 40 //<40 // > 40 Н <40 // <40Do <7D, <77 <D„ < 107< Do < 10Do >10УП-20-1УП-20-2УП-24-1УП-24-2УП-28-1Профили лопаток группы II применяются, если требуется обеспечить:согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим на него потоком на режимах работы турбины с максимальной мощностью;гидравлические моменты на лопатках, действующие преимущественно на закрытие направляющего аппарата (самозакры- вающийся направляющий аппарат)Таблица 6,5. Типы профилей лопаток направляющего аппаратаТаблица 6,5. Типы профилей лопаток направляющего аппаратаП р и м е ч и it it е. Профили лопаток напропляющего аппаратл группи И применяются также и сочетании со спиральными камерами, габариты которых существенно меньше габаритов уннфнци* рованпых спиральных камер. При этом обеспечивается согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим потоком на режимах работы соответствующих оптимуму универ- сальноЛ характеристики.П р и м е ч и it it е. Профили лопаток напропляющего аппаратл группи И применяются также и сочетании со спиральными камерами, габариты которых существенно меньше габаритов уннфнци* рованпых спиральных камер. При этом обеспечивается согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим потоком на режимах работы соответствующих оптимуму универ- сальноЛ характеристики.56563-77-1010-1515—2020—253-77-1010-1515—2020—25
Группа профилей
Макси- мальный напор, м
Диаметр напраяляю-
аппарата. м
профиля
Случаи применения
I
И > 40 //<40 // > 40 //<40 // <40
D, <7
D, <7
7 < D» < 10
7 < О0 < Ю Do> 10
У1-20-1
У1-20-2
У1-24-1
У1-24-2
У1-28-1
Профили лопаток группы I применяются. если требуется обеспечить:
согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим на пего потоком на режимах работы, соответствующих оптимуму универсальной харак- ггерметики;
примерное равенство максимальных моментов, которые преодолеваются механизмом поворота лопаток при холе на открытие и закрытие направляющего аппарата
II
Н > 40 //<40 // > 40 Н <40 // <40
Do <7
D, <7
7 <D„ < 10
7< Do < 10
Do >10
УП-20-1
УП-20-2
УП-24-1
УП-24-2
УП-28-1
Профили лопаток группы II применяются, если требуется обеспечить:
согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим на него потоком на режимах работы турбины с максимальной мощностью;
гидравлические моменты на лопатках, действующие преимущественно на закрытие направляющего аппарата (самозакры- вающийся направляющий аппарат)
Группа профилей
Макси- мальный напор, м
Диаметр напраяляю-
аппарата. м
профиля
Случаи применения
I
И > 40 //<40 // > 40 //<40 // <40
D, <7
D, <7
7 < D» < 10
7 < О0 < Ю Do> 10
У1-20-1
У1-20-2
У1-24-1
У1-24-2
У1-28-1
Профили лопаток группы I применяются. если требуется обеспечить:
согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим на пего потоком на режимах работы, соответствующих оптимуму универсальной харак- ггерметики;
примерное равенство максимальных моментов, которые преодолеваются механизмом поворота лопаток при холе на открытие и закрытие направляющего аппарата
II
Н > 40 //<40 // > 40 Н <40 // <40
Do <7
D, <7
7 <D„ < 10
7< Do < 10
Do >10
УП-20-1
УП-20-2
УП-24-1
УП-24-2
УП-28-1
Профили лопаток группы II применяются, если требуется обеспечить:
согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим на него потоком на режимах работы турбины с максимальной мощностью;
гидравлические моменты на лопатках, действующие преимущественно на закрытие направляющего аппарата (самозакры- вающийся направляющий аппарат)
Таблица 6,5. Типы профилей лопаток направляющего аппарата
Таблица 6,5. Типы профилей лопаток направляющего аппарата
П р и м е ч и it it е. Профили лопаток напропляющего аппаратл группи И применяются также и сочетании со спиральными камерами, габариты которых существенно меньше габаритов уннфнци* рованпых спиральных камер. При этом обеспечивается согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим потоком на режимах работы соответствующих оптимуму универ- сальноЛ характеристики.
П р и м е ч и it it е. Профили лопаток напропляющего аппаратл группи И применяются также и сочетании со спиральными камерами, габариты которых существенно меньше габаритов уннфнци* рованпых спиральных камер. При этом обеспечивается согласование лопастной системы направляющего аппарата с набегающим потоком на режимах работы соответствующих оптимуму универ- сальноЛ характеристики.
56
56
3-7
7-10
10-15
15—20
20—25
3-7
7-10
10-15
15—20
20—25
20; 24 и 28. Для них могут быть использованы две группы профилей лопаток, отличающихся как энергетическими, так и силовыми характеристиками. Условия применения профилей различных типов указаны в табл. 6.5.
Профили группы II по энергетическим характеристикам уступают профилям группы 1 в оптимуме КПД примерно на 0,3— 0,5 %. Вместе с тем профили группы II превосходят профили группы I на режимах максимальной мощности на 0,5— 1 %-
Применение новых профилей по сравнению с применявшимися ранее [7] позволяет существенно сократить металлоемкость направляющего аппарата (до 30 т). Кроме того, новые профили отличаются более равномерным изменением кривизны и характером распределения толщины, улучшающим сопряжение цапф и перьев лопаток, а также упрощающим технологию изготовления сварных лопаток.
В стандарте на профили лопаток направляющего аппарата приведены гидродинамические характеристики, позволяющие производить расчет сил и моментов, действующих на лопатки, а также даны геометрические характеристики, необходимые для расчетов лопаток па прочность.
Спиральные камеры и отсасывающие трубы, предусмотренные номенклатурой гидротурбин, описаны в § 2.2 и 3.3.
6.3. НОМЕНКЛАТУРА КАПСУЛЬНЫХ,ДИАГОНАЛЬНЫХ И КОВШОВЫХГИДРОТУРБИН
Типы горизонтальных капсульных гидротурбин, применяемых в настоящее время, и их максимальный напор, м (наименьший и наибольший) указаны ниже:
ПЛ7-ГК
ПЛ10-ГК•
ПЛ15-ГК
ПЛ20-ГК
ПЛ25-ГК
Для горизонтальных гидротурбин всех типов предусмотренный номенклатурой наибольший диаметр рабочего колеса D, равен 10 м, наименьший—3,55 м, отношение Hm»«IHw.«c допускается не менее 0,4) Это значение следует рассматривать как ориентировочное, подлежащее уточнению с учетом конкретных условий. Размеры, определяющие параметры и конструкцию горизоп-
57
Таблица 6.6. Основные геометрические и гидравлические параметрыгоризонтальных капсульных гидротурбин
Параметр
Тип гидротурбины
ПЛ7-ГК
плю-гк
ПЛ15-ГК
ПЛ20-ГК
ПЛ25-ГК
Число лопастей рабочих колес Zj
3-4
3-4
4
4
4-5
Относительный размер корпуса рабочего колеса а,,
0,35
0,35
0,36
0,37
0,4
Относительная высота направляющего аппарата Бв не менее
0,4
0.4
0,4
0,375
0,375
Угол наклона оси поворота лопатки направляющего аппарата к осн турбины <х, град
60—65
60—65
60-65
60
60
Относительный диаметр капсулы Л,
1,1 — 1,15
1.15-1,2
1,15—1,2
1,2
1.2
Оптимальная приведенная частота вращения ”|опт* об/мнн
Приведенный расход, л/с:
150—190
145-180
140—170
135-165
135-160
оптимальный Q, опт
1800—2000
1700—1900
1600—1800
1500—1750
1450-1700
максимальный по кавитационным условиям Q| М1кс
3200—3500
2800—3250
2400—3000
2000-2750
1700—2500
Коэффициент быстроходности гидротурбины л., об/мин
920—1230
850—1140
750-1020
660—920
610-850
Коэффициент кавитации ° ПРЯ ^м,кс
2,2-3,0
1,9-2,4
1.5-2,1
1.2-1,8
1-1,6
Примечая ня: 1. Для гидротурбин всех типов относительный диаметр горловины камеры рабочего колеса ^ГОрЛ • 0.97 4- 0.985. относительное расстояние между рабочим колесом и направляющим аппаратом — QJ + 0.85.
2. Значение D^ согласовывается с предприятием-изготовителем генератора.
3. Допустимые отклонения от указанных значений JQT не должны превышать ±5%.
Рис. 6.6. Основные размеры проточной части диагональных гидротурбин
Рис. 6.5. Основные стя горизонтальных
/ — рабочее колесо: 2—направляющий аппарат:J— статор; 4— подводящая камера: 5 — отсасы-вающая труба; 6— капсула; 7 — опорный бычок:8 — проходная колонна
Тип
"макс- м
м
нянболь-
наймешь-
нанмепь-
ианболь-
ПЛД50-В
50
40
1.8
9.0
ПЛД70-В
70
50
-1.8
8,5
ПЛД90-В
90
70 ■
1.8
8,0
ПЛДП5-В
115
90
1,8
7.5
ПЛД140-В
140
115
1.8
7,1
ПЛД170-В
170
140
1.8
6.3
размеры проточном ча: капсульных гидротурбин:
Таблица 6.7. Типы диагональных гидротурбин, максимальный напор Н и диаметр рабочего колеса D\
Примечание. Для гидротурбин всех типов отношение ^мим/^макс Д°пУскпстся не менее 0.5.
Параметр
Тип гидротурбины
ПЛД50-В
ПЛД70-В
ПЛД90-В
ПЛД115-В
плдно-в
ПЛД170-В
Угол наклона лопастей
60
45
30
Ол, град Число лопастей 2,
7—8
8-9
9-10
9-10
9-11
10-12
Относительный диаметр
0,5
0,55
0,6
0,65 .
0,7'
0,76
корпуса dBT* Относительный диаметр
1,01-
-0,99
1-0,98.
0,98-0,97
ГОРЛОВИНЫ Лгорл Относительный диаметр
1,25-
-1.3
1,32-1,35
1,38-1,42
направляющего аппарата Л»
Относительная высота
0,375
0,35
0,32
0,28
0,25
0,23
направляющего аппарата 6„ не менее
•Относительное расстоя-
0,14-
-0,18
0,1-0,15
0,08—0,09
ние Ло (Оптимальная приведен-
105-115
100—110
85-95
83-91
82-87
77-85
пая частота вращения
П1 опт* Об/мин Приведенный расход,
л/с:
550—650
оптимальный Q| опт
900—1150
850—1050
800-1000
760—900
720—850
максимальный по
1250-1500
1100—1300
1000—1200
850—1050
750—950
700—800
кавитационным
условиям <^макс ■
Коэффициент быстро-
390—480
360—430
290—360
260-320
250-290
220-250
ходности гидротурбины л,, об/мин
Коэффициент кавита-
0,28—0,48
0,24—0,42
0,26-0,35
0,23-0,32
0,18-0,26
0.11-0,18
пни о при Q, н,кс
* Допустимые отклонспи
я от указанных значений с
ат не должны превышать
t5 ч.
Таблица 6.8. Основные геометрические размеры и гидравлические параметры диагональных гидротурбин
68
Тип гидро- туронн
Число
МакснмальныП напор гидротурбины "макс- м
Диаметр рабочего колеса Dv м
боль-
шиП
нам-
шнП
К400
4
6
8
400
300
1,12 1,6 2
4,25
К600
4
6
8
600
400
1,12 1.6 2
4
К1000
4
6
1000
600
1.12 1.4
3,35
К1500
4
1500
1000
1.12
2,5
j Таблица 6.9. Характеристики ковшовых гидротурбин
' Примечен не. Для гидротурбин всех тн- А • ПОВ HMmJHMaKC допускается не менее 0.9.
Таблнца 6.10. Основные геометрические размеры и гидравлические параметрыковшовых гидротурбин
Параметр
К 400
к боо
kiooo
KI500
Тип гидротурбины
^ тальных капсульных гидротурбин, указаны tv на рис. 6.5.
г! Относительные значения основных раз- [ |меров, приведенные к диаметру рабочего । ; колеса Dh и параметры капсульных гидро- турбин даны в табл. 6.6.
t. Относительные размеры подводящей | ! камеры принимаются: В = 1,9 4- 2,25, h = |\ i « 1,9 + 2,25. Относительная длина отсасы- i ваюшей трубы принимается £тр = 4 4-5.
5. Выходное сечение В, по ширине выбирают > не больше ширины подводящей камеры В. г Выходное сечение отсасывающей трубы вы- 1 . полняется круглым, прямоугольным или : | прямоугольным со скругленными углами ' (см. рис. 3.5). Угол расширения отсасываю- г щен трубы характеризуется расширением • эквивалентного кругового конуса р„ опре- I делаемого по формуле (3.7). Угол р, при- гнимается в пределах 13—15°. Очертание г; подводящей камеры, конфигурация отсасы- ; вающей трубы, относительные их размеры ■ уточняются по условиям компоновки зда- ' ния ГЭС.
В настоящее время в СССР освоены горизонтальные капсульные гидротурбины с максимальным диаметром Вх = 7,5 м.
, Номинальный диаметр рабочих колес О, ij должен соответствовать следующему предпочтительному ряду (м): 3,55; 3,75; 4,0; 4,25; 4,5; 4,75; 5,0; 5,3; 5,5; 6,0; 6,3; 6,7; 7,1; 7,5; 8,0; 8.5; 9,0; 9,5; 10,0.
В зависимости от размеров гидротурби- : ны число лопаток направляющего аппарата ; принимается при диаметре рабочего колеса: : < 5,5 м 16
[ 6,5—7,5 м 16или 20
[ >7,6 м 24
Рис. G.7. Основные размеры проточной части ковшовых гидротурбин:
/ — сопло: 2 — распределитель; 3—рабочее колесо; 4 — кожух
Приведенный расход, л/с:
оптимальный Q|JltT максимальный по условиям прочности
Q| макс
Число сопл гидротурбины
Относительный диаметр выхода сопла dc*
Число ковшей рабочего колеса, 2|
Коэффициент быстроходности, об/мин:
гидротурбины л, рассчитанный по расходу через одно
СОПЛО Л,с
85—125
135 I Чб5) | 190
70—100
110 | 130 I 150
40—55
70 I 80
8
0,105
68
4
5661
2321,5
0,112 J 0,100 | 0,093
18-24
0,091
46
23
5054
20,519
37
18,5
6 I 0,078 20—24
39
16
20—25
35
4
0,064
26
13
При диаметре рабочего колеса, меньшем или равном 7,5 м, капсульные гидротурбины изготавливаются с консольным рабочим колесом, при диаметре, большем 7,5 м, — с выходным статором, установленным за рабочим колесом.
Гидротурбины каждого исполнения могут изготавливаться с опорным бычком под капсулой при диаметре рабочего колеса, большем 6 м, и с распорными колоннами и растяжками при диаметре рабочего колеса, меньшем или равном 6 м.
Толщина опорного бычка принимается меньшей или равной 0,55О(.
При установке выходного статора КПД горизонтальных капсульных гидротурбин снижается примерно на 1 %, а установка массивного бычка под капсулой приводит к дополнительному снижению КПД на 0,5 %.
Типы поворотно-лопастных диагональных гидротурбин и зоны их применения по напорам указаны в табл. 6.7. Отношение В«„„/Ви1хс следует рассматривать как ориентировочное значение, подлежащее уточнению с учетом конкретных условий.
Размеры, определяющие параметры н конструкцию диагональных гидротурбин, указаны на рис. 6.6.
Основные геометрические размеры, приведенные к диаметру рабочего колеса, и параметры крупных диагональных гидротурбин указаны в табл. 6.8.
В сочетании с диагональными гидротурбинами могут применяться отсасывающие трубы и спиральные камеры, предусмо-
Примечания: 1. Допустимые отклонения от указанных значений Зс не должны превышать io %.
Для турбин всех типов относительный наибольший диаметр рабочего колеса Z)N—1,25 + 1,29; относительная высота расположения рабочего колеса над инжинм бьефом ^н. б — -1.25+1.3.
Оптимальная приведенная частота вращения л^ о —39 + 40 об'мпн.
тронные для вертикальных ПЛ и РО гидротурбин.
Номинальные диаметры рабочих колес должны выбираться из ряда предпочтительных чисел для D\ (табл. 6.4).
Число лопаток направляющего аппарата го при любых значениях Dt рекомендуется принимать равным 24. Профили лопаток направляющего аппарата выбираются из профилей, предусмотренных для вертикальных ПЛ и РО гидротурбин.
Типы ковшовых гидротурбин и зоны их применения по напорам указаны в табл. 6.9. Основные размеры, определяющие параметры и конструкцию ковшовых гидротурбин, указаны на рис. 6.7. Относительные размеры и параметры ковшовых гидротурбин указаны в табл. 6.10. Номинальный диаметр рабочего колеса для конкретных условий должен выбираться из ряда предпочтительных чисел для Dx (табл. 6.4).
В связи с тем, что ковшовые гидротурбины в отечественной практике изготавливаются сравнительно редко, типы гидро- турбш: и параметры, которые указаны в номенклатуре ковшовых гидротурбин, следует рассматривать как ориентировочные, они могут быть уточнены при проектировании конкретных объектов.
Как известно J10], коэффициенты быстроходности л, пропорциональны значениям Зс и определяют напряженное состояние рабочего колеса. Напряжения в лопасти рабочего колеса прямо пропорциональны напору и примерно пропорциональны л,. Дальнейшее увеличение коэффициента быстроходности ограничивается необходимостью обеспечения несущей способности рабочего колеса. Значения коэффициентов быстроходности, указанные в табл. 6.10, соответствуют мировому уровню турбипо- строения.
6.4. СТАНДАРТИЗАЦИЯИ УНИФИКАЦИЯ ГИДРОТУРБИННОГООБОРУДОВАНИЯ
Гндротурбостроение является отраслью машиностроения с индивидуальным и мелкосерийным производством, обусловленным большим разнообразием природных условий при сооружении гидроэнергетических объектов. Вместе с тем в гидротурбостроении разрабатывается много стандартов и применяются унифицированные сборочные единицы. Это позволяет: обеспечить высокое качество, надежность и долговечность изделий; снизить затраты на проектирование.
изготовление и эксплуатацию изделий; сократить сроки подготовки производства при освоении новых изделий; создать условия для организации специализированных участков.
Одновременно со стандартизацией гид- ;-?уоб:::-:юго оборудования проводится ра- Ccvi ..с улл^нкации сборочных единиц гидротурбин, регуляторов, маслонапорных установок и средств автоматики. При этом разрабатываются рабочие и базовые чертежи тех сборочных единиц и детален, число возможных типоразмеров которых не превосходит 10—12 (маслопрнемннки поворотно-лопастных гидротурбин, сегменты направляющих подшипников, втулки подшипников лопаток направляющего аппарата, различные лазы и т. д.).
МАССА ГИДРОТУРБИН
Оценку стоимости гидротурбинного оборудования, а также способов его транспортировки и монтажа производят на основании данных по металлоемкости гидротурбин и их основных сборочных единиц.
Ориентировочные значения чистой массы гидротурбин различных систем и типоразмеров для случаев применения типовых конструктивных схем указаны на рис. 6.8. Эти значения даны без учета металлоемкости комплектов запасных, монтажных, ремонтных и цеховых приспособлений.
Приведенная на рис. 6.8 масса гидро- турбкн (ПЛД130-ВМ, РО45-ВМ, РО310-ВМ, ПЛ80-ВМ) дана с учетом массы спиральной камеры и изготовления ее из стали с хорошими механическими свойствами.
При изготовлении спиральных камер полностью из углеродистой стали обычного качества (СтЗ, ГОСТ 380-71) масса гидротурбины увеличится примерно на 10 %.
Масса рабочего колеса вертикальной ПЛ гидротурбины составляет 15—25 % массы всей гидротурбины с бетонной спиральной камерой для высоконапорных гидротурбин и 12—20 %—для низконапорных гидротурбин. При этом ббльшие указанные значения соответствуют меньшим значениям Dt.
Масса рабочего колеса горизонтальных я вертикальных гидротурбин примерно одинакова.
Рис. 6.8. Зависимости массы гидротурбины от диаметра рабочего колеса
Масса рабочего колеса диагональной гидротурбины составляет 20—25 % массы. ПЛД гидротурбины с металлической спиральной камерой.
Масса рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины составляет 10—12 % для* высоконапорных гидротурбин и 14—16 % для низконапорных радиально-осевых гидротурбин с металлической спиральной камерой.
С увеличением напора удельная металлоемкость гидротурбин (на 1 кВт установленной мощности) уменьшается. Если для горизонтальных капсульных гидротурбин удельная металлоемкость 20—50 кг/кВт, то для ковшовых гидротурбин она составляет 1,5—3 кг/кВт. Применение новых конструкционных материалов существенно уменьшит массу гидротурбин.
Глава 7 ,
ХАРАКТЕРИСТИКИ ГИДРОТУРБИН
МЕЖДУНАРОДНЫЕРЕКОМЕНДАЦИИ ПО МОДЕЛЬНЫМПРИЕМО-СДАТОЧНЫМ ИСПЫТАНИЯМГИДРАВЛИЧЕСКИХ ТУРБИН
Международный код приемо-сдаточных испытаний [15] содержит: общие рекомеп-
дацин, терминологию по модельным испытаниям, сущность и объем технических гарантий, условия, необходимые для проведения испытаний, порядок проведения испытаний. порядок обработки результатов испытаний, форму и содержание отчета об испытаниях. Кроме того, в коде описаны рекомендованные способы замера расхода,на-
пора и мощности н указаны возможные погрешности в измерениях этих величин.
Целью кода является установление методов проведения модельных испытаний, а также методов оценки полученных результатов, с помощью которых можно определить характеристики модели и натурной турбины. Рекомендации применимы к любым типам активных и реактивных гидротурбин, испытываемых в лабораторных условиях. В основном коде (публикация № 193) изложены рекомендации для проведения модельных энергетических испытании. В первом дополнении к публикации № I93A изложены рекомендации по проведению модельных испытаний, в изменениях № 1 изложены дополнения и уточнения к вопросам геометрического подобия и его проверки по допускаемым отклонениям.
Модельная турбина должна удовлетворять следующим условиям:
минимальный размер модели должен обеспечивать для поворотно-лопастных и пропеллерных турбин Re = 2-10е. для радиально-осевых Re = 2,5 IO6, для ковшовых Re = 3.5-10е. Эти значения для ПЛ и РО турбин соответствуют напору //MHH=1 м н диаметру горловины отсасывающей трубы £)ГОрл = 250 мм, для ковшовой турбины — при ширине ковша В* — 80 мм напору Hvh* = 40 м;
должно обеспечиваться геометрическое подобие модели и натурной турбины по всему тракту от входа до выхода. За вход принимается входное сечение спиральной камеры, удаленное от осн турбины на расстояние не меньше двух диаметров рабочего колеса. Выходом считается выходное сечение отсасывающей трубы. Основным требованием при модельных приемо-сдаточных испытаниях является проверка геометрического подобия.
Для реактивных турбин проверке подвергаются основные размеры отсасывающей трубы, спиральной камеры, рабочего колеса, статора, высота направляющего аппарата, профиль направляющих лопаток, основные размеры, профиль рабочих лопастей и углы установки, для активных турбин — основные размеры и профиль ковша, сопла и иглы, углы установки ковшей. Для каждого из указанных элементов имеются рекомендации по допустимым отклонениям.
Если гарантии по КПД выданы с учетом масштабного эффекта, то одновременно должно быть указано, выдаются ли гарантии для условий бескавитационной или кавитационной работы турбины. В случае, если формула пересчета заранее не согла- сована, целесообразно применение формулы Хаттона для ПЛ турбин:
(1 — Пт) ” (I -Пм) [о.З 4 0,7 V(’RcM/RcT)].
(7.1)
В 1985 г. было рекомендовано применять другую формулу для пересчета гидра
влического КПД модели на натурные условия 1
(7.2) где
Лм. опт
НОМ “ “7 пк Лi
( ^еНОМ V' ° 1 — Хном X R^M. опт /Хном
Xnom — отношение пересчитываемых потерь к полным потерям для точки характеристики с оптимальным КПД при поминальном Ке*ом = 7106. Значения Хюм находятся в пределах от 0,6 до 0,8 и зависят от типа турбины; ReM. опт — число Рейнольдса, при котором было определено КПД модели в оптимальном режиме; ReM. ReT—числа Рейнольдса для кинематически подобных режимов.
Для РО турбин рекомендуется формула
5
(1 - Пт) - (1 - Им) V(Om/Ot); (7.3)
для активных турбин т)т = ц*.
Во всех случаях погрешность в определении КПД модельной турбины подсчитывается через частные значения погрешности в измерении расхода, напора, крутящего- момента и временя:
Полными и законченными будут считаться приемо-сдаточные испытания, включающие энергетические и кавитационные испытания. Оба эти испытания имеют условия проверки гарантий.
Основными гарантиями поставщика являются: максимальная мощность; КПД; комбинаторная зависимость (для ПЛ турбин): разгонная скорость; кавитация.
Гарантии по кавитации оцениваются по результатам комплекса специальных испытаний, которые могут проводиться отдельно от остальных испытаний. При кавитационных испытаниях очень важными являются такие параметры, как содержание воздуха в воде, циркулирующей в испытательной установке, и температура поды.
Критерием кавитационных явлений с точки зрения изменения характеристик является кавитационный коэффициент (коэффициент Тома) Оуст [см. формулу (4.1)].
При кавитационных испытаниях в качестве основного критерия подобия принимается критерий Фруда.
Влияние кавитация па повреждение поверхности элементов проточной части и опенка повреждений рассмотрены п публи- копни МЭК Ns G09 (см. гл. 4) [18].
1 Документ МЭК № 4 (SECR), 81. March 1985.
При модельных испытаниях гидротурбин дли определения параметров даются следующие рекомендации по методам их определения.
Методы определения расхода. При модельных испытаниях допустимы как непосредственные (прямые), так и косвенные методы. При использовании косвенных методов должна быть предусмотрена тарировка каким-либо прямым методом. Из непосредственных методов практическое применение имеют лишь три: объемный, весовой н метод подвижного экрана Андерссона.
Сущность измерения расхода объемным методом заключается в определении времени заполнения мерного объема. Точность метода находится в прямой зависимости от точности определения вместимости резервуара, который должен периодически проверяться (тарироваться). Наиболее надежным способом тарировки является взвешивание поды, заполняющей резервуар. При этом важно учитывать воду, ■остающуюся на стенках калибруемого резервуара при опорожнении, и поглощаемую покрытиями, а также учитывать протечки, испарение и т. д. Возможная погрешность метода находится в пределах ±0,3 %.
В случае измерения расхода весовым методом вода, проходящая через модельную установку, непосредственно взвешивается на стационарном весовом устройстве. Объем прошедшей воды в единицу времени при этом будет равен
1
4 у Г ’
где Wt н Wi — начальный и конечный вес воды; Т — время заполнения мерного резервуара; у — удельный вес воды.
В полученные значения расхода следует вводить поправки, учитывающие влияние температуры, которая должна систематически контролироваться. Возможная погрешность метода ±0.3 %.
Измерение расхода методом подвижного экрана Андерссона заключается в определении объема воды, проходящей через специальный канал за определенный промежуток времени, с помощью экрана, который перемешается по каналу со скоростью потока. Расход определяется по формуле
Q = LA/1.
где L — расстояние. по осн канала между точками отсчета времени; Л — площадь сечения канала; /— время пробега экрана.
Возможная погрешность метода находится в пределах ±0,3 %.
Для определения расхода косвенными методами в испытательных установках, имеющих свободные поверхности, рекомендуется применять подослипы. При этом обязательным условием является наличие
устройств для тарировки водослива, обеспечивающих соответствующую точность тарировки. В установках, не имеющих свободных поверхностей, рекомендуется применять дифференциальные расходомеры, такие как водомеры Вентури, диафрагмы. сопла. Измерение расхода такими средствами регламентируется Международным стандартом 1SO/TC 30. При невозможности выполнить стандартные условия измерения расходомеры должны быть протарн- ровапы на месте при испытаниях. На расходомерах целесообразно установить несколько независимых друг от друга пар пьезометрических отводов. Погрешность перечисленных методов ±0.5 %.
В последнее время при модельных испытаниях используются и другие методы измерения расходов — ультра звуко- в о й, магнит и ы й и др.
Методы измерения напора. Измерение напора на модельной гидротурбине должно производиться только при стационарном режиме. При каждом значении нагрузки следует произвести не менее пяти замеров через равные промежутки времени.
Измерение уровня свободной поверхности. В сечении, выбранном для измерений, лоток должен быть стабильным. без асимметрии или других возмущений' Выбранное сечение должно обеспечивать определение площади поперечного сечения. Замер уровня свободной поверхности производится двумя приборами, установленными в выбранном сечении, и определяется среднее значение.
При измерении уровня нижнего бьефа предпочтительным является измерение уровня свободной поверхности сразу за выходным сечением отсасывающей трубы. Если свободная поверхность недоступна для измерений или недостаточно спокойна, то следует применять успокоительные камеры по обеим сторонам измерительного сечения. Для измерения уровня свободной поверхности применяют прямой и обратный щупы, поплавковый указатель уровня cd = 150 мм и жидкостный манометр.
Измерение статического давления. При выборе измерительных сечений для измерения статического давления следует руководствоваться следующими принципами: поток должен быть равномерным, без завихрений и вращений, измерительные сечения должны быть доступны для измерений.
В каждом измерительном створе устанавливается не менее четырех пьезометрических отводоп. Их расположение должно соответствовать форме измерительного се- чения. При круглой форме отводы располагают на рапных расстояниях друг от друга. при прямоугольной форме — п середине каждой из сторон сечения. Сами отводы целесообразно соединить с манометром через коллектор. При измерении давления до 5 МПа целесообразны ртутные манометры
Рис. 7.1. Универсальная характеристика гидротурбины ПЛ 15/826-ГК-46:д'—1.93; Ок —1.2; а —60е; 50—0.4; 20 — 16; То—0,841; 2ВТ —0,35; г, —4; 7>горл—0.973; Г^р — 4,633: в\= 1,93 (см. рис. 6.5). Испытания проведены при напоре гидротурбины 2,5 — 3 м и температуре 6 *СРис. 7.1. Универсальная характеристика гидротурбины ПЛ 15/826-ГК-46:д'—1.93; Ок —1.2; а —60е; 50—0.4; 20 — 16; То—0,841; 2ВТ —0,35; г, —4; 7>горл—0.973; Г^р — 4,633: в\= 1,93 (см. рис. 6.5). Испытания проведены при напоре гидротурбины 2,5 — 3 м и температуре 6 *Сс одной пли двумя шкалами, диаметр трубок для воды должен быть не менее 12 мм н для ртути — не менее 8 мм. Манометры для измерения могут быть как U-образные, так и чашечные.
Рис. 7.1. Универсальная характеристика гидротурбины ПЛ 15/826-ГК-46:
д'—1.93; Ок —1.2; а —60е; 50—0.4; 20 — 16; То—0,841; 2ВТ —0,35; г, —4; 7>горл—0.973; Г^р — 4,633: в\= 1,93 (см. рис. 6.5). Испытания проведены при напоре гидротурбины 2,5 — 3 м и температуре 6 *С
Рис. 7.1. Универсальная характеристика гидротурбины ПЛ 15/826-ГК-46:
д'—1.93; Ок —1.2; а —60е; 50—0.4; 20 — 16; То—0,841; 2ВТ —0,35; г, —4; 7>горл—0.973; Г^р — 4,633: в\= 1,93 (см. рис. 6.5). Испытания проведены при напоре гидротурбины 2,5 — 3 м и температуре 6 *С
При измерении давления свыше 5 МПа целесообразно использовать грузовые или поршневые манометры с простым или дифференциальным поршнем. Погрешность измерений ±0,1 %. В ряде случаев целесообразны весовые млн пружинные манометры, при этом погрешность может составить до ±0,5 %.
При колебаниях давления следует применять соответствующие демпфирующие устройства, но необходимо, чтобы они оказывали потоку одинаковое сопротивление в обоих направлениях. Перед испытаниями все манометры должны быть проверены в диапазоне шкал приборами более высокой точности.
Методы измерения мощности. Мощность на валу модельной турбины может непосредственно измеряться с помощью механического, гидравлического, электрического или электромагнитного тормоза.
Допускается косвенное определение мощности с помощью торсионного динамометра. При измерениях крутящего мо
мента необходимо осуществлять тарировку тормоза калиброванными грузами. Ошибка системы, измеряющей усилие, не должна превышать ±0,1 %.
При испытаниях одновременно с измерением крутящего момента необходимо измерять частоту вращения. При этом средняя частота вращения в период измерения должна изменяться в пределах ±0,25 %. Само измерение средней частоты вращения должно вестись с точностью до ±0,1 %. Это может быть достигнуто при измерениях: механическим счетчиком с автоматически останавливающимися часами; электрическим частотомером, соединенным с генератором, получающим вращение от вала модельной турбины; электрическим тахометром; генератором электрических импульсов в сочетании с электронным счетчиком импульсов.
Крутящий момент определяется как среднее значение нз пяти замеров. При испытаниях обязательно исключение механических потерь в модели и тормозе.
ТИПОВЫЕ УНИВЕРСАЛЬНЫЕ
ХАРАКТЕРИСТИКИ ГИДРОТУРБИН
Для конкретного варианта проточной части выбор основных параметров гидротурбин производится с помощью универсаль-
Рис. 7.2. Универсальная характеристика гидротурбины ПЛ25/3166-ГК-46:
ДЛ . ,^ i ГТ-^J i ГТГТ^Л/,-, , Ъ_А1/, i ! • ) Г, -**-*-Г7 0^^ГТ7Л i,v, (ILL! Hl ! 1 il 1 1 1 1 1.11 1 1 1 1 i_i..ljl 1 1 .1-1 ж 1 1 1 J00 400 500600700 600900 1000 ЛОО 1200 ЛОО 1409 1500 1600 1700 1600 0'itA/c
В—2.0; В, —1.2: а-=63-; 6о — О.4: z, = 24; Т,=0.7; <?вт —0.39; z,=4: Вгорл —0.982; Z^p = 4.4; В, =2.0 (см. рнс. 6.5). Испытания проведены при напоре гидротурбины 3.6 м и температуре 18 еС
600 103 EDO 900 1003 1100 1700 1100 1400 1500 1600 1100 -1600 1900 7030 7100 О^гОс
Рис. 7.3. Универсальная характеристика гидротурбины ЛЛ20/8! 1-ВВ-50:
В- 2,65; ф,— 2I0-; О, —1.2; Б„ — 0,43; Z, —28; «о—0.26; <?вт — 0,4: /z( — 4; Огорл — 0.96; А —2,43;.
Гтр —4.05; В",—2.65 (см рис. 2-3, 3.8. 6.2). Ислытинкя проведены при напоре гидротурбины 6—Юм к температуре 20 *С
Рис. 7.4. Универсальная характеристика гидротурбины ПЛ50/1075-ВБ-46:
В-2.928; Фо-И5-; О0-1,25; 60-0.35; z,-24; А,-0.224; Л,г-0.48: а,-7; Огорл-О.973: Л —2.267;
L =4.828; В,—2,917 (см. рис. 6.2, 2.3. 3.8). Испытания проведены при напоре гидротурбины 12 м и тем- трпературе 21 *С
Рнс. 7.5. Универсальная характеристика гидротурбины ПЛД90/2556-ВМ-1б:В-3.683: ф0 —345*; В,—1.283; «,-0.25; z,-24: <?,т —0.6; z,-9: 5"горл-0.99в; /1-2.34; Гтр-4.548:В|—2.5 (см. рис. 2.4. 3.7. 6.6). Испытания проведены при напоре гидротурбины 4 м к температуре 14—18 ’С
G6
5*
Рис. 7.6. Универсальная характеристика гидротурбины ПЛД140/2556г-ВМ-46: 8—3.683; Ф,—345е; О,—1,35; 6,—0.25; z,-24; <?,,—0,675; г,—10; Drop„—0.996; Л-4.1; Гтр—8.38; Bi—1,615 (см. ркс. 2.4. 3.7, 6.6). Испытания проведены при напоре гидротурбины 4 м и температуре 5 — 7 *С
I 1 11 I 1J 1 I МI I I III ! I II 1 1 111 ! I I 1 I i ! I !i j 1 I If , 1 1 1! I ! ! 1f I 1 I 1! f 1 | I М Г
МО6001006009001000110012001100140015001600 Q^n/c
Рис. 7.7. Универсальная характеристика гидротурбины РО45/820-ВМ-46:
8 — 4.028: ф,—345е; О, —1.2: 6,—0.35; z,=24; О, —1,13; г,—14; —2.572: Гтр— 5.0; В, =2.848 (см. рис.
2.4. 3.7, 63). Испытания проведены при напоре гидротурбины 4 м и температуре 8 ’С
Рис. 7.8. Универсальная характеристика гидротурбины РО140/8466-ВМ-51.5: В"—3.526; <р,— 351е; D, — 1.213: 6,-0.251; z, = 20; 0,-0.964: z, —16; Л—2.573; Гтр —4.367. В",—2.998 (см. рис. 2.4, 3.7. 6.3). Испытания проведены при напоре гидротурбины 4м и температуре 7 "С
пых характеристик, отражающих гидравлические качества гидротурбин.
На универсальных характеристиках гидротурбин, включенных в номенклатуру, в зависимости от режима работы гидротурбины указываются значения:
коэффициента полезного действия модели гидротурбины т), %;
критического коэффициента кавитации модели гидротурбины о (для реактивных гидротурбин);
открытий лопаток направляющего аппа-
Гидротурбины
Параметры испытаний
возможные
стандартные
С|ц. м
"м- м
е. °с
°.м- “
"м- м
е. °с
Горизонтальные капсуль-
>0,46
2
0-35
0,46
4
20
ные
Поворотно-лопастные осе-
>0,46
> 2,5
0-35
0,46
4
20
вые н диагональные
Радиально-осевые при: Н* < 230 м
>0,46
> 2,5
0-35
0,46
4
20
Н. > 230 м
>0,6
> 2,5
0-35
0,6
4
20
Ковшовые
> 0,335
>20
0-35
0,335
40
20
Т а блица 7.1. Условия экспериментального определения КПД модельных гидротурбин
Рис 7.9. Универсальная характеристика гидротурбины РО230/833-ВМ-63:К—3.072; ф0—3«‘: Z>0 —1.159: <е—0,171; z0—20; О,—0.924; г, —16; Я—2.554; Т —4.278? В, —2,71 (см, рис, 2.4, 3.7, 63). Испытании проведены при капоре гидротурбины 4 м и температуре 7 *СРис 7.9. Универсальная характеристика гидротурбины РО230/833-ВМ-63:К—3.072; ф0—3«‘: Z>0 —1.159: <е—0,171; z0—20; О,—0.924; г, —16; Я—2.554; Т —4.278? В, —2,71 (см, рис, 2.4, 3.7, 63). Испытании проведены при капоре гидротурбины 4 м и температуре 7 *СРис. 7.10. Универсальная характеристика гидротурбины К600/461-Вб-33.5:Рис. 7.10. Универсальная характеристика гидротурбины К600/461-Вб-33.5:В—5,37; DBXwO,TO; D—7.70; 2с—0.105: И„5™ 1.3 (см. рис. 6.7). Испытания проведены при напоре гидротурбины 40 м и температуре 20 “СВ—5,37; DBXwO,TO; D—7.70; 2с—0.105: И„5™ 1.3 (см. рис. 6.7). Испытания проведены при напоре гидротурбины 40 м и температуре 20 “СРис. 7.11. Зависимость коэффициента кинематической вязкости воды v от температурыРис. 7.11. Зависимость коэффициента кинематической вязкости воды v от температуры
Рис 7.9. Универсальная характеристика гидротурбины РО230/833-ВМ-63:
К—3.072; ф0—3«‘: Z>0 —1.159: <е—0,171; z0—20; О,—0.924; г, —16; Я—2.554; Т —4.278? В, —2,71 (см, рис, 2.4, 3.7, 63). Испытании проведены при капоре гидротурбины 4 м и температуре 7 *С
Рис 7.9. Универсальная характеристика гидротурбины РО230/833-ВМ-63:
К—3.072; ф0—3«‘: Z>0 —1.159: <е—0,171; z0—20; О,—0.924; г, —16; Я—2.554; Т —4.278? В, —2,71 (см, рис, 2.4, 3.7, 63). Испытании проведены при капоре гидротурбины 4 м и температуре 7 *С
Рис. 7.10. Универсальная характеристика гидротурбины К600/461-Вб-33.5:
Рис. 7.10. Универсальная характеристика гидротурбины К600/461-Вб-33.5:
В—5,37; DBXwO,TO; D—7.70; 2с—0.105: И„5™ 1.3 (см. рис. 6.7). Испытания проведены при напоре гидротурбины 40 м и температуре 20 “С
В—5,37; DBXwO,TO; D—7.70; 2с—0.105: И„5™ 1.3 (см. рис. 6.7). Испытания проведены при напоре гидротурбины 40 м и температуре 20 “С
Рис. 7.11. Зависимость коэффициента кинематической вязкости воды v от температуры
Рис. 7.11. Зависимость коэффициента кинематической вязкости воды v от температуры
рата о», мм, etc, град (для реактивных гидротурбин) ;
открытий сопла (для активных гидротурбин) S, мм;
угла установки лопастей рабочего колеса ф, град (для поворотно-лопастных гидротурбин).Z
Режим работы гидротурбины определяется приведенной частотой вращения л( и приведенным расходом Qv определяемым по формулам (1.11) и (1.12).
В качестве примеров на рис. 7.1—7.10 приведены универсальные характеристики гидротурбин различных систем и типов. Описание испытательного оборудования дано в гл. 4.
Испытания моделей гидротурбин в энергетических и кавитационных установках должны быть выполнены в соответствии с Международным кодом модельных приемо-сдаточных испытаний гидравлических турбин (см. § 7.1).
Сравнение универсальных характеристик номенклатурных гидротурбин по КПД должно производиться при стандартных условиях, указанных в табл. 7.1.
МЕТОДЫ ПЕРЕСЧЕТА
УНИВЕРСАЛЬНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК
Экспериментальные данные, указанные на универсальных характеристиках, могут пересчитываться на натурные условия или на стандартные условия испытаний моделей (см. табл. 7.1) по формулам, учитывающим влияние масштабного эффекта.
Для пересчета КПД в заданной режимной точке универсальной характеристики реактивных и активных гидротурбин номенклатурой рекомендуется формула:
5 4^--о-т-х V-S-. <">
где t]« и г), — КПД модельной и натурной гидротурбин; х — Доля пересчитываемых потерь;
для всех поворотно-лопастных гидротурбин в зоне гарантируемых режимов работы гидротурбины при Q(>0,4Q(onT рекомендуется х а 0,75;
для радиально-осевых гидротурбин в зоне гарантируемых режимов работы гидротурбины при Q] >0,7Q[onT рекомендуется
X = 0,25 + 0,6 —; при Q, < Q( опт;
^1 опт
Х = 0,75 при Qj > Q, опт;
для ковшовых гидротурбин рекомендуется
Qi
X =. 0,67 — 0,44—;
Q< опт
ReM н Re„ — числа Рейнольдса модельной и натурной гидротурбин:
ReM = vhDim У^м
Rch = VhD,„ уд;'
Здесь v„ и v„ — коэффициенты кинематической вязкости воды при испытаниях модельной и натурной гидротурбин.
Зависимость коэффициента кинематической вязкости воды от ее температуры указана на рис. 7.11.
В результате испытания отечественных реактивных гидротурбин установлено, что при пересчете КПД по формуле (7.4) целесообразно поправку определять для оптимальных режимов работы и принимать ее постоянной для каждого фиксированного положения лопастей рабочего колеса. По договоренности с заказчиком могут применяться и другие способы пересчета КПД реактивных и активных гидротурбин.
При пересчетах с универсальных характеристик на натурные условия приведенной частоты вращения реактивной гидротурбины соответствие между модельной и натурной гидротурбиной учитывается поправкой
Дл,—л|н — п,н —
(7-5) X V чм. макс /
iкiкГ . г 1.1I?к1-«Г I"Г . г 1.1I?к1-«Г I"Рис. 7.12. Зависимость высоты водяного столба Hd, соответствующего давлению парообразования, от температурыРис. 7.12. Зависимость высоты водяного столба Hd, соответствующего давлению парообразования, от температуры
i
к
i
к
Г . г 1.1
I?
к1
-«
Г I"
Г . г 1.1
I?
к1
-«
Г I"
Рис. 7.12. Зависимость высоты водяного столба Hd, соответствующего давлению парообразования, от температуры
Рис. 7.12. Зависимость высоты водяного столба Hd, соответствующего давлению парообразования, от температуры
где Hj м опт — оптимальная приведенная частота вращения модели, об/мин; ^м. макс. Ли. макс — максимальный коэффициент полезного действия модельной и натурной гидротурбин.
Приведенная частота вращения гидротурбины л,н определяется по формуле (1.11) и соответствующее значение л[м= л,н — Д/^. Вычисленная по формуле (7.5) поправка условно принимается постоянной для всех режимов работы гидротурбины. Для ковшовых гидротурбин при пересчетах на натурные условия принимается п[и = Л|М.
При пересчетах на натурные условия для гидротурбин всех систем принимается также, что Q^H = Qbr
Мощность натурной гидротурбины, кВт, вычисляется по формуле
N — 9.B\D-XH ^Н Q,T)H, (7.6)
где Н и Dx — в м: Q[ — в м3/с.
По указанным на универсальных характеристиках коэффициентам кавитации могут быть подсчитаны высоты отсасывания (минимального подтопления рабочего колеса), при которых гарантируются энергетические свойства гидротурбины в рассматриваемых режимных точках. При этом в формулы пересчета вводятся поправки, учитывающие разницу в отметках кавитационно-опасных точек и принятых точек привязки гидротурбины к уррвню нижнего бьефа (см. рис. 4.3).
Высота отсасывания Htl м, горизонтальной капсульной гидротурбины отсчитывается от отметки осн гидротурбины до уровня нижнего бьефа и определяется по формуле
Высота отсасывания вертикальных поворотно-лопастных осевых гидротурбин отсчитывается от отметки осей поворота ло* пастей рабчоеги колеса до уровня нижнего бьефа и определяется ло формуле
H- = B--^-Hd-cH -\.Ь.(7.8)
Высота отсасывания радиально-осевых и диагональных гидротурбин отсчитывается от отметки сроднен линии направляющего аппарата до уровня нижнего бьефа и определяется по формуле
(7.9)
В формулах (7.7) —(7.9) В — высота водяного столба, соответствующая барометрическому давлению над уровнем моря, м: V — отметка расположения гидротурбины над уровнем моря, м; Hd— высота водяного столба, соответствующая давлению парообразования, м (определяется по зависимости, приведенной на рис. 7.12); 1,5 м—запас на высоту отсасывания (см. § 4.3).
При указанных высотах отсасывания не ухудшаются энергетические характеристики турбин, но имеет место унос металла вследствие кавитационной эрозии.
Для уменьшения кавитационных разрушений заглубление гидротурбины, рассчитанное по формулам (7.7) —(7.9), может быть увеличено. Значение дополнительного заглубления гидротурбины согласовывается проектной организацией и заводом-изготовителем с учетом конкретных условий (тин проточной части, режимы работы и применяемые материалы). Принятые запасы оцениваются обычно коэффициентом ^(см. § 4.5).
В табл. 7.2 указаны значения Ка для гидротурбин ряда ГЭС в СССР и за рубежом. Рабочие колеса этих гидротурбин изготовлены из нержавеющей стали (кроме рабочих колес ГЭС Сайт 1, лопасти которых изготовлены из углеродистой стали, облицованной слоем нержавеющей стали). Указанные значения Ко приблизительно соответствуют режимам эксплуатации при Нр и номинальной мощности гидротурбины.
При известных параметрах гидротурбины (выбор основных параметров см. § 19.3) на универсальной характеристике наносят зоны работы гидротурбины. Для этого на универсальной характеристике проводятся линии п1м= const, соответствующие Др. 77ср, вз, 7/Накс Нмии. На этих линиях отмечаются точки А, Б, В со значениями Qi макс. Эти точки соединяют последовательно друг с другом.
Построенная ломаная линия соответствует линии ограничения мощности, зона.
ГЭС. странах 3 L. X siи о = о. и =?5 ° х ?2 и V - X Хе " 527t<Джердап — Железные Ворота, СФРЮ — СРРПЛ35,61,97—1,3Мактаквак, Канадапл36,31,51-1,15Сайт 1, КанадаРО42.73.03-2.13Капнвара, БразилияРО502,02-1,44Курейская, СССРРО65,51,66-1,18Асуанская, АРЕРО742,06-1,63Майка. КанадаРО182.92,08—1,39Саяно-Шушенская, СССР 'РО2202,03-1,49ГЭС. странах 3 L. X siи о = о. и =?5 ° х ?2 и V - X Хе " 527t<Джердап — Железные Ворота, СФРЮ — СРРПЛ35,61,97—1,3Мактаквак, Канадапл36,31,51-1,15Сайт 1, КанадаРО42.73.03-2.13Капнвара, БразилияРО502,02-1,44Курейская, СССРРО65,51,66-1,18Асуанская, АРЕРО742,06-1,63Майка. КанадаРО182.92,08—1,39Саяно-Шушенская, СССР 'РО2202,03-1,49Таблица 7.2. Принятые значения Ка для гидротурбинТаблица 7.2. Принятые значения Ка для гидротурбинРис. 7.13. Эксплуатационная характеристика гидротурбины ПЛ/587а-ВБ-950Рис. 7.13. Эксплуатационная характеристика гидротурбины ПЛ/587а-ВБ-950расположенная слева от этой линии, соответствует возможным режимам эксплуатации выбранной гидротурбины (см. рис. 7.9).
ГЭС. страна
х 3 L. X si
и о = о. и =?
5 ° х ?2 и V - X Хе " 527
t<
Джердап — Железные Ворота, СФРЮ — СРР
ПЛ
35,6
1,97—1,3
Мактаквак, Канада
пл
36,3
1,51-1,15
Сайт 1, Канада
РО
42.7
3.03-2.13
Капнвара, Бразилия
РО
50
2,02-1,44
Курейская, СССР
РО
65,5
1,66-1,18
Асуанская, АРЕ
РО
74
2,06-1,63
Майка. Канада
РО
182.9
2,08—1,39
Саяно-Шушенская, СССР '
РО
220
2,03-1,49
ГЭС. страна
х 3 L. X si
и о = о. и =?
5 ° х ?2 и V - X Хе " 527
t<
Джердап — Железные Ворота, СФРЮ — СРР
ПЛ
35,6
1,97—1,3
Мактаквак, Канада
пл
36,3
1,51-1,15
Сайт 1, Канада
РО
42.7
3.03-2.13
Капнвара, Бразилия
РО
50
2,02-1,44
Курейская, СССР
РО
65,5
1,66-1,18
Асуанская, АРЕ
РО
74
2,06-1,63
Майка. Канада
РО
182.9
2,08—1,39
Саяно-Шушенская, СССР '
РО
220
2,03-1,49
Таблица 7.2. Принятые значения Ка для гидротурбин
Таблица 7.2. Принятые значения Ка для гидротурбин
Рис. 7.13. Эксплуатационная характеристика гидротурбины ПЛ/587а-ВБ-950
Рис. 7.13. Эксплуатационная характеристика гидротурбины ПЛ/587а-ВБ-950
Значения Qj макс, соответствующие максимальной мощности при заданном напоре, определяются из выражения
OfN
41 м,кс=’ 9,81D^/V^ V
где КПД натурной гидротурбины определяется последовательным приближением (задается приблизительно, после подсчета Q, макс определяется чм по универсальной характеристике, пересчитывается ч« по формуле (7.4), вновь определяется Q. MBVr и т. д.).
После того, как на универсальную характеристику нанесена зона работы гидротурбины с необходимым запасом, определяются пределы изменения регулирующих органов <?о. <хо, 5, ф, которые должны быть обеспечены разработчиками конструкции гидротурбины.
ПОСТРОЕНИЕ РАБОЧИХИ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХХАРАКТЕРИСТИК
Эксплуатационная характеристика является основным техническим документом гидротурбины, характеризующим ее энергетические и кавитационные свойства при различных напорах и мощности. Эксплуатационная характеристика строится в координатной плоскости N—Н, на которую наносятся линии постоянных значений КПД гидротурбины (4 = const), линии постоянных значений высот отсасывания (Н, = const), линия ограничения максимальной мощности гидротурбины при раз
личных напорах. Эксплуатационная характеристика строится для варианта гидротурбины с определенными значениями диаметра рабочего колеса Dt и частоты вращения гидротурбины л.
Для построения линий т)-* const для ряда напоров строят рабочие характеристики 4*=f (W). Для построения рабочих характеристик универсальную характеристику рассекают линиями Л|М = const, соответствующими заданным значениям Н. В точках пересечения этих линий с линиями Чм = const подсчитывают по принятым формулам пересчета натурные значения КПД ч*. а затем и мощность натурной гидротурбины. Если поправка по КПД принимается для каждой линии угла постоянной, то значения ч*. а затем ч* и N определяются в точках пересечения ЛИНИЙ Л|и« const И ф« const.
Линин т{ ^ const на эксплуатационной характеристике получают, рассекая рабочие характеристики рядом прямых ч “ = const, и переносят эти точки на координатную сетку N— И, соединяя их плавными кривыми.
Линин Н$ = const строят по значениям а == f(«p Qj). указанным на универсальной характеристике. Порядок их построения аналогичен построению линий 4=” const.
При напорах от Н^ до Ймакс мощность гидротурбины чаще всего ограничивается мощностью генератора при его работе с cos ф = 0,8 4- 0,85.
Линия ограничения мощности при Н < 7/Р для радиально-осевых гидротурбин наносится примерно соответствующей линии 95 % Nuixt на универсальной характеристике, а для поворотно-лопастных или ковшовых гидротурбин — ЛИНИН открытия Со ИЛИ 5, проходящей через расчетную точку на
универсальной характеристике, при //р. Воз- Эксплуатационная характеристика вер- можны и другие варианты ограничения тикальной поворотно-лопастной гндротурби- мощности гидротурбины.ны приведена на рис. 7.13.Глава 8КОНСТРУКЦИИ ГИДРОТУРБИНуниверсальной характеристике, при //р. Воз- Эксплуатационная характеристика вер- можны и другие варианты ограничения тикальной поворотно-лопастной гндротурби- мощности гидротурбины.ны приведена на рис. 7.13.Глава 8КОНСТРУКЦИИ ГИДРОТУРБИНРис. 8.1. Разрез турбины Саяно-Шушенской ГЭС: / — крышка турбины: 2 — лопатка направляющего аппарата; 3 — сервомотор направляющего аппарата; 4 — корпус под|мигтика: 5 — уплотнение ванны подшипника; 6 —пал турбины; 7 — опора подпятника; 8 — статор; 9 — спиральная камера; /0—нижнее кольцо направляющего аппарата; // — опорное кольцо; 12 — лабиринтное кольцо; /3 — рабочее колесо: 14— конус рабочего колесаРис. 8.1. Разрез турбины Саяно-Шушенской ГЭС: / — крышка турбины: 2 — лопатка направляющего аппарата; 3 — сервомотор направляющего аппарата; 4 — корпус под|мигтика: 5 — уплотнение ванны подшипника; 6 —пал турбины; 7 — опора подпятника; 8 — статор; 9 — спиральная камера; /0—нижнее кольцо направляющего аппарата; // — опорное кольцо; 12 — лабиринтное кольцо; /3 — рабочее колесо: 14— конус рабочего колеса
универсальной характеристике, при //р. Воз- Эксплуатационная характеристика вер- можны и другие варианты ограничения тикальной поворотно-лопастной гндротурби- мощности гидротурбины.ны приведена на рис. 7.13.
Глава 8
КОНСТРУКЦИИ ГИДРОТУРБИН
универсальной характеристике, при //р. Воз- Эксплуатационная характеристика вер- можны и другие варианты ограничения тикальной поворотно-лопастной гндротурби- мощности гидротурбины.ны приведена на рис. 7.13.
Глава 8
КОНСТРУКЦИИ ГИДРОТУРБИН
Рис. 8.1. Разрез турбины Саяно-Шушенской ГЭС: / — крышка турбины: 2 — лопатка направляющего аппарата; 3 — сервомотор направляющего аппарата; 4 — корпус под|мигтика: 5 — уплотнение ванны подшипника; 6 —пал турбины; 7 — опора подпятника; 8 — статор; 9 — спиральная камера; /0—нижнее кольцо направляющего аппарата; // — опорное кольцо; 12 — лабиринтное кольцо; /3 — рабочее колесо: 14— конус рабочего колеса
Рис. 8.1. Разрез турбины Саяно-Шушенской ГЭС: / — крышка турбины: 2 — лопатка направляющего аппарата; 3 — сервомотор направляющего аппарата; 4 — корпус под|мигтика: 5 — уплотнение ванны подшипника; 6 —пал турбины; 7 — опора подпятника; 8 — статор; 9 — спиральная камера; /0—нижнее кольцо направляющего аппарата; // — опорное кольцо; 12 — лабиринтное кольцо; /3 — рабочее колесо: 14— конус рабочего колеса
ВЕРТИКАЛЬНЫЕ РАДИАЛЬНО-ОСЕВЫЕ, ПОВОРОТНО-ЛОПАСТНЫЕИ ДИАГОНАЛЬНЫЕ ГИДРОТУРБИНЫ
На рис. 8.1—8.4 приведены разрезы радиально-осевой (Усть-Илимская н Саяно- Шушенская ГЭС), поворотно-лопастной (ГЭС Собрадиньо, Бразилия) и диагональной турбин (Зейская ГЭС).
Характерной особенностью для большинства гидроагрегатов отечественной кон- •струкцни является зонтичная компоновка, при которой подпятник гидроагрегата располагается на опоре, установленной на крышке турбины. Эта компоновка позволяет ограничить высоту гидроагрегата. Рабочее колесо гидротурбин связано с ротором генератора единым валом тонкостенной конструкции, управление лопатками направляющего аппарата осуществляется сервомотором, расположенным на крышке турбины. При проектировании учитываются вопросы эстетики гидроагрегата, освещения и использования средств малой механизации.
В настоящее время самыми мощными являются радиально-осевые гидротурбины, быстрое развитие которых началось с соз- дания гидротурбины мощностью 230 МВт для Братской ГЭС.
Созданы также мощные гидроагрегаты с подпятником, расположенным как на верхней, так и на нижней крестовинах генератора. В ряде гидроагрегатов, особенно старой конструкции, а также на высоконйпор- ных, привод сервомотора направляющего аппарата расположен в специальных шахтах.
Во всем многообразии конструкций прослеживается единая тенденция, характеризующая особенности отечественной школы гидротурбостроепия. Дальнейшее содержание главы в основном строится на обобщении опыта отечественного гидротурбострое пня.
Закладные и фундаментные части. В настоящее время в конструкциях гидротурбин практически все детали закладных и фундаментных частей изготовляются сварными из проката. На некоторых турбинах только колонны статора выполняются литыми. Эти детали, как правило, механиче- -ски не обрабатываются. Звенья металлических спиральных камер выполняются круглого сечения, сопряжение их со статором производится без излома. Козырьки поясов статора имеют переменный радиус, соответствующий радиусу данного звена спираль
ной камеры. При высоких напорах и больших размерах сечений во избежание чрезмерного увеличения толщины листов (свыше 40 мм) спиральные камеры некоторых турбин усилены кольцевой арматурой (рис. 8.5), которая через бетон воспринимает часть нагрузки. Однако существуют я другие решения. Например, для изготовления турбин Красноярской ГЭС использовалась высоколегированная сталь, на турбинах ГЭС Майка в Канаде по требованию заказчика толщина листов из углеродистой стали была принята 70 мм. Листы большой толщины обычно стараются не применять из-за сложности сварки в условиях монтажа. При сварке спиральных камер ГЭС Майка применялся подогрев звеньев гибкими электронагревателями, а сварка велась по специальной технологии.
В последние годы появилась тенденция конструирования пояса статора, не испытывающего моментных нагрузок за счет особого присоединения оболочки спиральной камеры к статору.
Поворотно-лопастные гидротурбины имеют спиральные камеры трапецеидального сечения, выполненные из бетона. Для напоров более 40 м спиральные камеры делаются металлическими круглого сечения. Но в двух случаях — на Асуанской ГЭС (АРЕ) и Табка (Сирия), на которых напоры достигают соответственно 75 и 69 м, спиральные камеры выполнены железобетонными трапецеидального сечения. Во избежание фильтрации воды они полностью облицованы тонкой листовой сталью. Такая конструкция, несмотря на сложность, позволила уменьшить размеры турбинного блока в плане, что для этих ГЭС было крайне необходимо. Кроме того, это дало возможность расположить между гидроагрегатами дополнительный водосброс.
Камеры рабочих колес поворотно-лопастных осевых турбин изготовляются в последние годы из биметаллического листа без механической обработки. Тонкий (3—4 мм) нержавеющий слой надежно защищает основной лист из углеродистой стали от кавитационной эрозии.
Сферическая поверхность камеры обеспечивается гнутьем в штампе. Как показывает опыт, такие конструкции камер при сварке в условиях монтажа позволяют достигнуть минимального зазора камера-лопасть. На таких камерах удалось снизить номинальный зазор до 0,00050, против 0,0010,, допустимого на механически обрабатываемых камерах. Применение биметал-
4 Рис. 8.2. Разрез турбины Усть-Илимской ГЭС:4 Рис. 8.2. Разрез турбины Усть-Илимской ГЭС:II1— сервомотор направляющего аппарата: 7— регулирующее кольцо; 3— опора подпятника; а — валтурбины; 5 — направляющий подшипник; 6 — крышка турбины; 7 — статор; 8 — спиральная камера;# —лопатка направляющего аппарата; 10 — рабочее колесо: // — конус рабочего колеса; 12— лаби-ринтные уплотнения1— сервомотор направляющего аппарата: 7— регулирующее кольцо; 3— опора подпятника; а — валтурбины; 5 — направляющий подшипник; 6 — крышка турбины; 7 — статор; 8 — спиральная камера;# —лопатка направляющего аппарата; 10 — рабочее колесо: // — конус рабочего колеса; 12— лаби-ринтные уплотненияJ-.1J-.17777
4 Рис. 8.2. Разрез турбины Усть-Илимской ГЭС:
4 Рис. 8.2. Разрез турбины Усть-Илимской ГЭС:
I
I
1— сервомотор направляющего аппарата: 7— регулирующее кольцо; 3— опора подпятника; а — валтурбины; 5 — направляющий подшипник; 6 — крышка турбины; 7 — статор; 8 — спиральная камера;# —лопатка направляющего аппарата; 10 — рабочее колесо: // — конус рабочего колеса; 12— лаби-ринтные уплотнения
1— сервомотор направляющего аппарата: 7— регулирующее кольцо; 3— опора подпятника; а — валтурбины; 5 — направляющий подшипник; 6 — крышка турбины; 7 — статор; 8 — спиральная камера;# —лопатка направляющего аппарата; 10 — рабочее колесо: // — конус рабочего колеса; 12— лаби-ринтные уплотнения
J-
.1
J-
.1
77
77
лического листа исключило необходимость защитной облицовки или наплавки поверхностей, подверженных воздействию кавитации. Высокая точность биметаллических камер достигается путем раскрепления их в штрабном бетоне талрепами и распорами. В ранее изготовлявшихся конструкциях применялись съемные сегменты, сдвигаемые в незабетонированную нишу, что позволяло снять лопасть рабочего колеса. Однако опыт показал, что на крупных турбинах такие незабетонированные сегменты камер ненадежны в эксплуатации и от них пришлось отказаться. В камере может быть предусмотрен небольшого размера люк, который открывается в проход, оставлелный в бетоне. Такой люк позволяет при необходимости произвести подварку периферийных кромок лопастей в случае повреждения их щелевой кавитацией.
Сферическая часть камеры рабочего колеса диагональных турбин изготовляется из нержавеющей стали и проходит механическую обработку. Этот участок камеры совмещен с фундаментным кольцом, выпол
76
няется достаточно жестким, что дает возможность обеспечить высокую точность обработки. Для диагональных турбин это особенно важно, так как незначительное увеличение зазора лопасть-камера приводит к заметному снижению КПД. В этих турбинах зазор между камерой и лопастями зависит также от просадки ротора на опоре, поэтому величина просадки при работе агрегата контролируется специальным прибором. При монтаже диагональных турбин устанавливается зазор лопасть-камера 0,0010].
Конструкции элементов направляющих аппаратов. В настоящее время существуют разнообразные конструкции направляющих аппаратов. Это объясняется, с одной стороны, различными параметрами гидротурбин, а с другой — поисками наилучших решений. которые не всегда очевидны.
Однако в настоящее время конструкции большинства элементов направляющего аппарата унифицированы.
Широко применяются металлические втулки цапф лопаток, внутренняя поверхность которых покрыта стекловолокном.
Рнс. 8.4. Разрез турбины Зейской ГЭС:
/ — кнжнее кольцо направляющего аппарата; 2—лопатка направляющего аппарата; 3 •—статор; •# —палец регулирующего кольца; 5 — сервомотор направляющего аппарата; 6 — спиральная камера; 7 — подпятник гидроагрегата; 3 — вал турбины; S — направляющий подшипник; 10 — опора подпятника:.
.// — крышка турбины; 12—камера рабочего колеса: 13 — рабочее колесо
пропитанным эпоксидной смолой с наполнителем-фторопластом. Цапфы лопаток из углеродистой стали облицованы листовом нержавеющей сталью. Такая пара трения обладает высокими антифрикционными свойствами (коэффициент трения / = 0,15), практически не изнашивается, не вступает в реакцию и не требует смазки ни водой, ни маслом. Такие же втулки применяются и в механизме привода лопаток. Все это позволило отказаться от смазки всех элементов трения в системе направляющего аппарата.
В отдельных случаях в направляющих аппаратах по требованию заказчика могут применяться бронзовые втулки. В этом случае для смазки пар трения используется густая смазка, которая подается через централизованную систему при помощи специального насоса. Прн этом нижняя цапфа лопатки смазывается через центральное отверстие, просверленное по оси лопатки.
Отработана конструкция предохранительного приспособления, которая включает рычаг, насаженный па цапфу лопатки с за-
крепленной на ней цилиндрической разрезной шпонкой, позволяющей производить натяг в соединении. Сверху на рычаг надета: накладка, связанная с ним срезным пальцем. Прн попадании между лопатками постороннего предмета палец срезается, при: этом лопатка остается без управления, зато все остальные лопатки продолжают нормально функционировать. Накладки с помощью регулируемых по длине серег соединяют все лопатки с регулирующим кольцом, которое поворачивается в нужное положение сервомоторами, установленными,, как правило, на крышке турбины.
, Конструкции силового привода направляющего аппарата окончательно не отработаны. В последнее время, в основном применяется компоновка из двух — четырех обычных прямооспых сервомоторов, закрепленных на крышке турбины. Сервомоторы располагаются над или под механизмом поворота лопаток в зависимости от размеров турбины и самих сервомоторов. Например, на турбинах Нижнекамской и Чебоксарской ГЭС при относительно небольшой мощно-
Рис. 8.5. Металлическая спиральная камераРис. 8.5. Металлическая спиральная камерасти (80 МВт), но значительных габаритах (Dt = 10 м) удалось уменьшить размеры крышки турбины и поместить сервомоторы под механизмом поворота лопаток.
Рис. 8.5. Металлическая спиральная камера
Рис. 8.5. Металлическая спиральная камера
На турбинах Усть-Илимской ГЭС сервомоторы расположены над механизмом. В принципе компоновку с четырьмя сервомоторами следует считать прогрессивной. Она позволяет выбрать наиболее экономичные размеры регулирующего кольца. Вместе с тем следует ожидать дальнейшего развития этой конструкции, которая должна найти отражение на многих элементах направляющего аппарата.
На многих крупных гидроагрегатах, например Братской, Красноярской. Джер- дап—Железные Ворота, Асуанской и дру
гих ГЭС, применены четыре попарно сдвоенных сервомотора (рис. 8.6). Сервомоторы расположены очень компактно, но создают на регулирующем кольце момент, скручивающий его в горизонтальной плоскости. На турбинах высоконапорных ГЭС сервомоторы устанавливают на спиральных камерах или в специальных шахтах.
На турбинах Саяно-Шушенской ГЭС единичной мощностью 650 МВт и диаметром рабочего колеса 6,6 м впервые осуществлена схема индивидуального привода лопаток направляющего аппарата. При этой схеме не требуется установка регулирующего кольца, серег и накладок рычагов. Индивидуальный привод лопаток имеет наилучшес решение при использовании поворотного
8080
80
80
крыльчатого сервомотора, ротор которого устанавливается на цапфу лопатки. При этом корпус сервомотора удобно располагается внутри верхнего кольца направляющего аппарата. В этом случае лопатки оказываются на двух опорах, исчезает изгибающее усилие, действующее на верхнюю цапфу. Гакая конструкция z применяется шведской фирмой «Иохаб». Однако в крыльчатых сервомоторах чрезвычайно трудно осуществить надежное уплотнение, поэтому в. них имеют место повышенные протечки масла, что отрицательно сказывается на режиме работы маслонапорных установок системы регулирования.
На некоторых турбинах применены то- ровые сервомоторы, совмещенные с регулирующим кольцом. Однако из-за отсутствия явных преимуществ эти сервомоторы дальнейшего распространения не получили.В настоящее время начали разрабатываться (ПОАТ ХТЗ) конструкции с дополнительным кольцевым затвором, подвижная часть которого выполнена в виде цилиндрической оболочки, перемещаемой масляными сервомоторами в вертикальном направлении в зазор между статором и направляющим аппаратом.
В поворотно-лопастных турбинах верхнее кольцо направляющего аппарата и крышка турбины изготавливаются раздельно: верхняя цапфа лопаток опирается в корпусе подшипника, в котором расположены средняя и верхняя опорные втулки. В последних конструкциях радиально-осевых турбин от корпуса подшипника отказались. Средняя втулка располагается на нижней полке крышки, а верхняя — крепится на крышке под рычагом. Наружный диаметр верхней втулки назначается таким, чтобы, сняв ее, можно было вынуть среднюю втулку. Верхняя втулка имеет синтетическую опору для рычага. Рычаг закрыт диском с болтом, с помощью которого лопатка вы- стаплястся в нужное положение по высоте, чем обеспечиваются зазоры между торцами лопатки, нижним кольцом направляющего аппарата и крышкой. Крышка турбины или верхнее кольцо направляющего аппарата крепятся к статору с помощью промежуточного фланца, привариваемого к статору при монтаже. На Нижнекамской и Чебоксарской ГЭС вместо промежуточного фланца применена эпоксидная смола, которая заливается под фланец верхнего кольца направляющего аппарата после установки его на упорных болтах в нужное по высоте положение. Первый опыт применения такой конструкции оказался положительным.
При низких напорах лопатки направляющего аппарата изготавливаются сварными из проката. При повышении напора п зависимости от напряжений перо лопатки отливается с цапфами. В обоих случаях материалом служит углеродистая сталь. С повышенном напора для предохранения лопа-
6 Зак. 905
ток от кавитационной эрозии места соприкасания лопаток наплавляются нержавеющей сталью, при более высоких напорах лопатки отливаются целиком из нержавеющей стали.
При низких напорах для уплотнения но торцу лопаток и между ними прокладывают профильный резиновый шнур. На турбинах Братской ГЭС при напоре 100 м такой шнур вырвало потоком и он был заменен на полиуретановый, который успешно эксплуатируется. При высоких напорах торцы лопаток уплотняются подвижными уплотнениями из синтетических материалов, а вдоль лера лопатки притирают одну к другой таким образом, чтобы в закрытом состоянии при натяге, создаваемом сервомоторами, обеспечивалось отсутствие зазора. Несмотря на наличие манжет, установленных на цапфах лопаток, вода попадает на крышку турбины. Эти протечки отводятся самотеком по трубе, которая соединена с нижней потерной здания ГЭС. В качестве резерва устанавливается насос, включение которого производится автоматически от датчиков уровня.
Поворотнолопастные турбины снабжаются клапанами срыва вакуума, автоматически открывающимися при закрытии направляющего аппарата от возникающего при этом вакуума.
Конструкции рабочих колес. В отечественной практике накоплен большой опыт п изготовлении рабочих колес для радиально-осевых турбин. Рабочие колеса выполняются, как правило, сварными из углеродистой пли нержавеющей стали. В первом случае поверхность лопастей. подверженная кавитационному воздействию, защищается тонкими листами или наплавкой из нержавеющей стали. Лопасти изготавливаются методом двойного гнутья в штампе пз листовых заготовок постоянной и переменной толщины либо одинарного гнутья листа постоянной толщины. В последнем случае требуется механическая обработка одной криволинейной поверхности лопасти. Принятая технология позволяет получать рабочие колеса высокой точности и высокого качества. Перед тем, как была отработана принятая в настоящий момент технология, было опробовано несколько различных технологий отливки лопастей и рабочих колес в целом. Опыт показал, что все варианты применения литья не обеспечивают необходимых точности и качества рабочих колес.
Важным направлением, принятым в отечественной практике, является изготовление рабочих колес на предприятии цельными без разъемов с последующей транспортировкой их на ГЭС. Для этого в настоящее время широко используется полный и автодорожный транспорт, п также воздушный транспорт (например, самолет «Руслан»).
Указанные основные тенденции не исключают способов изготовления рабочих
81
Рис. 8.7. Рабочее колесо турбины ГЭС Майка: / — ступица; 2— обод; 3— лопасть; 4—конус; 5—гайка; 6—болт
колес из двух и более частей с последующей их сборкой и сваркой в условиях монтажа.
Рабочие колеса для Усть-Илимской, Красноярской, Асуанской ГЭС (АРЕ), Ка- пивара (Бразилия). Сайт 1 (Канада) изготовлены цельными. Рабочие колеса турбин для ГЭС Сайт 1 являются вторыми по размерам и уступают только рабочим колесам турбин ГЭС Грэнд Кули (США), которые сваривались и окончательно обрабатывались при монтаже.
При изготовлении разъемных рабочих колес ступица соединяется болтами, обод — сваркой. Наиболее удачным болтовым соединением ступицы можно считать соединение, выполненное на рабочих колесах турбин ГЭС Майка в Канаде (рис. 8.7). Болты затянуты термоэатягом. Углубления под гайки залиты эпоксидной смолой, благодаря чему поверхность ступицы получилась без выступающих фланцев. Части лопастей, переходящие на другую половину, приварены к ступице и ободу при монтаже. Точная фиксация половин колеса относительно друг
друга осуществляется цилиндрическими: шпонками.
На рабочих колесах, изготовляемых ПО ЛМЗ, применяется конструкция елочного лабиринта на ступице, а нижний лабиринт устанавливается в нижней части обода. Расположение и конструкция лабиринтов зависят от быстроходности рабочих колес. На тихоходных колесах применяется гребенчатый лабиринт, на быстроходных просто щелевое уплотнение.
Соединение рабочего колеса с валом, так же как и вала со ступицей генератора, до последнего времени осуществлялось с помощью припасованных болтов. Совместная расточка отверстий во фланцах валов, рабочем колесе и ступице генератора производилась на турбинных заводах. Однако сейчас доказана возможность отказаться от применения припасованных болтов и такое решение уже широко внедряется. Это позволяет производить расточку отверстий' в соединяемых деталях раздельно по кондукторам, которые изготовляются на тур-
Рис. 8.8. Рабочее колесо турбины ГЭС Собрадиньо:Рис. 8.8. Рабочее колесо турбины ГЭС Собрадиньо:/ — вал турбины: 2 —шток поршня; 3 — крышка рабочего колеса: 4 — болты крышки: 3 — болты фланца лопасти; 6 — цапфа лопасти; 7 — шпонка лопасти; 8 — серьга; 9 — рычаг; 10 — лопасть; И — конус; 12 — днище/ — вал турбины: 2 —шток поршня; 3 — крышка рабочего колеса: 4 — болты крышки: 3 — болты фланца лопасти; 6 — цапфа лопасти; 7 — шпонка лопасти; 8 — серьга; 9 — рычаг; 10 — лопасть; И — конус; 12 — днищебинпых заводах. Один из кондукторов остается на турбинном заводе, а другой — передастся заводу, производящему генераторы.
Рис. 8.8. Рабочее колесо турбины ГЭС Собрадиньо:
Рис. 8.8. Рабочее колесо турбины ГЭС Собрадиньо:
/ — вал турбины: 2 —шток поршня; 3 — крышка рабочего колеса: 4 — болты крышки: 3 — болты фланца лопасти; 6 — цапфа лопасти; 7 — шпонка лопасти; 8 — серьга; 9 — рычаг; 10 — лопасть; И — конус; 12 — днище
/ — вал турбины: 2 —шток поршня; 3 — крышка рабочего колеса: 4 — болты крышки: 3 — болты фланца лопасти; 6 — цапфа лопасти; 7 — шпонка лопасти; 8 — серьга; 9 — рычаг; 10 — лопасть; И — конус; 12 — днище
Первые опыты подобной организации производства оказались положительными. Такая технология позволяет производить при монтаже соединение вала со ступицей генератора с учетом неперпендикулярности фланцевых поверхностей элементов ротора гидроагрегата и линии вала, что приводит к уменьшению биения вала. Однако указанная технология не является единственной. Может быть выполнено совместное развертывание отверстий во фланцах при монтаже или заливка эпоксидной смолы в зазор между болтом и отверстием фланца.
Рабочие колеса поворотно- лопастных турбин. Широкое распространение получила конструкция рабочего колеса, в которой поршень сервомотора с помощью серег соединен непосредственно с рычагами лопастей. Такая конструкция применена на ГЭС Собрадиньо, Бразилия
(рис. 8.8). Серьги проходят сквозь стаканы, направляемые п бронзовых втулках, запрессованных в днище ссрвомоторя. при этом верхний шарнир серег размещается в стаканах. Сверху поршня располагается шток, направляемый во втулке, установленной по осн в центре крышки рабочего колеса. К штоку сверху присоединены штанги — концентричные трубы, по которым в полости сервомоторов подается масло под давлением. Лопасти рабочего колеса прикреплены к цапфам, поворачивающимся в бронзовых втулках, запрессованных в корпус. На цапфы насажены рычаги. К рычагам болтами присоединены фланцы лопастей. Вращающий момент от лопастей передается на рычаги через две цилиндрические шпонки. Усилия от центробежных сил, возникающих п системе лопасть—цапфа—рычаг, восприми маются флянцами наружных пту- лок и замыкаются па корпусе рабочего колеса. Снизу корпус закрыт крышкой и конусом-обтекателем. Вся внутренняя полость рабочего колеса заполнена маслом, смазы-
иающпм все пары трепня. Между фланцами лопастей и корпусом рабочего колеса предусмотрены манжеты, предотвращающие протечки масла из корпуса и предохраняющие от попадания волы по внутреннюю полость корпуса. Крышка рабочего колеса соединяется с фланцем вала болтами. Масло, находящееся внутри корпуса, отводится на слив через центральную трубу, прикрепленную к штоку снизу, во внутреннюю полость вала. Все протечки масла из сервомотора попадают в эту полость и направляются в сливной бак маслонапорной установки (<ЧНУ). Опорожнение корпуса рабочего колеса от масла возможно через установленный в днище клапан. При быстрых остановках ротора гидроагрегата возможно возникновение насосного режима, в результате которого наблюдались перемещения ротора вверх. В качестве упора сверху на крышке рабочего колеса установлены бронзовые сектора, которыми рабочее колесо упирается в обтекатель крышки турбины. Все соединения корпусных элементов колеса уплотняются круглыми резиновыми шнурами.
Описанная конструкция имеет разновидности, реализованные на некоторых турбинах. Например, корпус рабочего колеса некоторых турбин имеет снизу днище, отлитое вместе с центральной частью корпуса. В этом случае давление под поршень сервомотора подается непосредственно в
Рис. 8.9. Рабочее колесо турбины Чебоксарской ГЭС:
/ — фланец вала; 1— корпус рабочего колеса; 3 — поршень сервомотора; 4 — рычпг; 5 — цапфа лопасти; 6 — лопасть: 7 — болты фланца лопасти; 8—конус; 9 — крестовина: 10 — днище; И — шток; /2 — рычаг
полость, в которой размещен механизм поворота лопастей. Большого распространения эта конструкция нс получила, так как при выходе из строя уплотнений протечки масла наружу становятся значительными. Кроме того, в этом случае доступ к механизму попорота лопастей возможен только при полной разборке колеса.
При небольших размерах рабочих колес цапфы лопастей выполняются едиными с лопастями, что несколько упрощает конструкцию. Основным вопросом, осложняющим эксплуатацию, является возможность протечек масла из рабочих колес в поду. Эти протечки возникают из-за некачественных уплотнений, некачественного монтажа и по другим причинам. Опыт показывает, что при качественном изготовлении н тщательном монтаже протечки масла отсутствуют и уплотнения надежно работают много лет.
В результате поиска решения уплотнений рабочих колес, которые бы гарантированно исключали протечки масла в реки, появилась новая конструкция рабочего колеса (рис. 8.9). Первые крупные рабочие колеса этой конструкции в настоящее время успешно эксплуатируются па Чебоксарской и Нижнекамской ГЭС. Для подтип- инков лопастей вместо бронзы применяется стеклоэпоксндная композиция, которая используется также в системе направляющего аппарата. При этом несколько изменилась к конструкция механизма поворота лопастей.
Поршень сервомотора закреплен на штоке, который проходит вниз в полость корпуса. Внизу на штоке закреплена крестовина, от которой с помощью серег усилие для поворота лопастей передается на рычаги. Стеклоэпоксндная композиция выдерживает большое удельное давление и имеет меньший коэффициент трения по сравнению с бронзой. Вся полость рабочего колеса, в которой расположен механизм поворота, заполнена водой. Шток надежно уплотняется от протечек масла по нему из полости сервомотора. Необходимость в уплотнениях лопастей отпадает. На фланцах лопастей устанавливаются резиновые уплотнения, которые только предохраняют полость рабочего колеса от загрязнения.
Детали механизма поворота лопастей в этой конструкции должны изготовляться из коррозионно-стойких материалов или хорошо защищаться от коррозии соответствующими покрытиями. Это необходимо как для предотвращения износа в парах трения, так и для обеспечения коррозионно-усталостной прочности детален.
На всех современных поворотно-лопастных турбинах лопасти рабочих колес выполняются литыми из нержавеющей стали.
Применение лопастей, выполненных из углеродистых сталей, успеха не имело. Большинство таких лопастей заменены нержа- пеющими.
Рис. 8.10. Рабочее колесо турбины Зейской ГЭС:Рис. 8.10. Рабочее колесо турбины Зейской ГЭС:/ — лопасть; 2—гайка; 3 — рычаг; 4 — палец; 5—серьга; 6 — верхняя часть корпуса; 7 —крышка рабочего колесе: <—болты фланца вала; 9—вал турбины; /0 — поршень-крестовина; // — поршень: 12 — гаЛка; 13 — шток поршней сервомоторов/ — лопасть; 2—гайка; 3 — рычаг; 4 — палец; 5—серьга; 6 — верхняя часть корпуса; 7 —крышка рабочего колесе: <—болты фланца вала; 9—вал турбины; /0 — поршень-крестовина; // — поршень: 12 — гаЛка; 13 — шток поршней сервомоторов
Рис. 8.10. Рабочее колесо турбины Зейской ГЭС:
Рис. 8.10. Рабочее колесо турбины Зейской ГЭС:
/ — лопасть; 2—гайка; 3 — рычаг; 4 — палец; 5—серьга; 6 — верхняя часть корпуса; 7 —крышка рабочего колесе: <—болты фланца вала; 9—вал турбины; /0 — поршень-крестовина; // — поршень: 12 — гаЛка; 13 — шток поршней сервомоторов
/ — лопасть; 2—гайка; 3 — рычаг; 4 — палец; 5—серьга; 6 — верхняя часть корпуса; 7 —крышка рабочего колесе: <—болты фланца вала; 9—вал турбины; /0 — поршень-крестовина; // — поршень: 12 — гаЛка; 13 — шток поршней сервомоторов
В качестве эксперимента на одной турбине Волжской ГЭС им. XXII съезда КПСС применена конструкция со сварными лопастями. Эксперимент, в принципе, оказался удачным. Возможно, что при применении турбин очень большого диаметра конструкция сварных полых лопастей найдет более широкое применение.
Была также реализована идея применения в цапфах и механизме поворота лопастей роликовых подшипников, что позволяет значительно уменьшить размеры сервомотора. Весь механизм становится более компактным, масса рабочего колеса значительно уменьшается. Однако широкого применения эта конструкция не получила из-за сложности изготовления роликовых подшипников большого размера, а также из-за необходимости проведения длительных опытных испытании, подтверждающих высокую надежность конструкции. Возможно, что развитие техники будет способствовать применению роликовых подшипников, в том числе нержавеющих.
Рабочие колеса диагональных турбин. При создании первой опытной турбины диагональной системы, кото
рая установлена на Бухтарминской ГЭС, г качестве привода лопастей был применег крыльчатый сервомотор. Однако дальней шего развития эта конструкция не нашла так как конструкторские разработки пока зали, что более компактной является кон струкиия обычного сервомотора с применением в механизме привода лопастей шаровых шарниров. Вследствие того, что моменты открытия н закрытия лопастей различны, оказалось целесообразным выполнить сервомотор комбинированной конструкции и верхний односторонний сервомотор совме стить с крестовиной. Такая конструкция рабочего колеса турбины применена не Зейской ГЭС (рис. 8.10). В целом конструкция компактна и позволяет уменьшить размер корпуса рабочего колеса и тем самым увеличить КПД.
Разместить на корпусе девять лопастеГ удалось за счет отказа от обычной флаи цевой конструкции их крепления. Лопает? соединена с цапфой болтами, ввернутым) в нее. Момент передается, как обычно, дву мя цилиндрическими шпонками, п рычш притягивается к цапфе гайкой. Такая кои струкиия позволила значительно уменьшит?
размеры всех деталей я надежно разместить все девять лопастей при уменьшенном втулочном отношении. В перемычках корпуса рабочего колеса обеспечивается необходимый запас прочности.
Перспективным является применение синтетических втулок в рабочих колесах диагональных турбин.
Подача масла в сервомоторы рабочих колес. Масло подается к сервомоторам по штангам, которые представляют собой две концентрические трубы, проходящие внутри вяла гидроагрегата. Нижним фланцем штанги прикреплены к поршню сервомотора и перемещаются вместе с ним в осевом направлении. Это перемещение используется и для обратной связи. Верхний конец штанг перемещается по втулке маслопри- 86
емннка. Разрабатывается конструкция штанг, имеющих только поступательное движение.
Маслоприеминк (рис. 8.11) состоит из корпуса, в котором расположены две напорные камеры. Одна камера соединяется с трубопроводом, по которому масло под давлением подается в сервомотор при закрытии лопастей, другая камера — со сливом. Внутренняя штанга через шариковый подшипник соединяется с тросом. При этом перемещение его обеспечивается системой блоков. Маслопроводы соединены с золотником рабочего колоса. Все протечки масла через полость вала попадают в корпус мас- лоприемника и отводятся в сливной бак маслонапорной установки системы регулирования.
Рис.: — крышка турбины; сегмента; 5 — пятаРис.: — крышка турбины; сегмента; 5 — пята
Рис.
: — крышка турбины; сегмента; 5 — пята
Рис.
: — крышка турбины; сегмента; 5 — пята
8.12. Направляющий подшипник с водяной смазкой:
? —корпус подшипника; 3 — верхнее уплотнение ванны подшипника; 4 — упор сегмента; 6 — сегмент; 7 —гайка упора; 8 — нижнее уплотнительное кольцо
Маслоприемннк расположен в верхней части гидроагрегата, как правило, выше отметки пола машинного зала.
Опыт эксплуатации показал, что на ряде ГЭС корпус маслопрнемника недостаточно жесткий, что приводит к выходу из строя втулок, в которых вращаются и перемещаются штанги. Во избежание этого недостатка следует или ужесточить корпус, или пропускать обе штанги сквозь корпус. В последнем случае исчезает сила, действующая вдоль оси штанги. Такие конструкции маслоприемников применены на ряде ГЭС.
Направляющие подшипники. В отечест- пениой практике нашли применение направляющие подшипники на масляной н водяной смазке. Первый подшипник на водяной смазке был. применен на Угличской ГЭС. Он состоит из корпуса, внутри которого помещается набор обрезиненных секторов, образующих цельный вкладыш. Парой трения в таких подшипниках служит резина я нержавеющая сталь. Поэтому вал облицовывается сравнительно тонкими листами из нержавеющей стали (в последние годы применяют наплавку вала в зоне соприкосновения с подшипником).
Резиновые подшипники требуют гарантированной подачи чистой воды. При прекращении подачи воды вкладыш подшипника немедленно выходит из строя и его
приходится заменять. Иногда'одновременно с вкладышем выходит из строя и облицовка, замена которой очень трудоемка и сложна. В процессе эксплуатации облицовка вала подвергается износу и поэтому ее иногда необходимо протачивать и менять размер вкладыша.
В настоящее время применяются сегментные резиновые подшипники (рис. 8.12), в которых легко регулировать зазор вал- сегмент. Кроме того, вместо проточной воды применяют водяную ванну, из которой вода не может исчезнуть мгновенно. Ио конструкция сегментных подшипников на водяной смазке требует доработки. Перспективным материалом для вкладышей представляется синтетическая композиция, которая может некоторое время работать без смазки. В настоящее время такие сегменты успешно применяются на подпятниках.
Подшипник на водяной смазке обладает очень важным свойством — позволяет уменьшить консольность рабочего колеса. Кроме того, смазкой в таких подшипниках служит вода', она же отводят и теплоту от пары трения. Эти подшипники очень просты и дешевы. Они применяются много лет на многих отечественных ГЭС.
Вместе с тем в СССР имеется большой опыт применения сегментных баббитовых подшипников на масляной смазке
Рис. 8.13. Направляющий подшипник с масляной смазкой:Рис. 8.13. Направляющий подшипник с масляной смазкой:/ — корпус: 2 — кожух ванны подшипника: 3 — крышка корпуса; V — сегмент; 5 — пята: 6 — упор; 7 — гаЛка упора; 6 — крышка турбины; 9 '— маслоохладитель/ — корпус: 2 — кожух ванны подшипника: 3 — крышка корпуса; V — сегмент; 5 — пята: 6 — упор; 7 — гаЛка упора; 6 — крышка турбины; 9 '— маслоохладитель
Рис. 8.13. Направляющий подшипник с масляной смазкой:
Рис. 8.13. Направляющий подшипник с масляной смазкой:
/ — корпус: 2 — кожух ванны подшипника: 3 — крышка корпуса; V — сегмент; 5 — пята: 6 — упор; 7 — гаЛка упора; 6 — крышка турбины; 9 '— маслоохладитель
/ — корпус: 2 — кожух ванны подшипника: 3 — крышка корпуса; V — сегмент; 5 — пята: 6 — упор; 7 — гаЛка упора; 6 — крышка турбины; 9 '— маслоохладитель
(рис. 8.13). Ohii сложнее подшипников на водяной смазке. Для них необходимо создание специальной проточки на валу, а также установка уплотнения вала ниже подшипника, из-за чего неизбежно увеличивается консольность рабочего колеса.
При применении баббитовых подшипников в последнее время в качестве уплотнения турбинного вала применяют углеграфитовые диски, работающие в паре с нержавеющей сталью или бронзой. Контакт создается путем прижатия дисков пружинами. Для смазки расходуется небольшое количество воды.
На турбинах, в которых по режимам работы перед рабочим колесом отсутствует избыточное давление. применяются простые резиновые лепестковые или воротниковые уплотнения.
ГОРИЗОНТАЛЬНЫЕ КАПСУЛЬНЫЕ
ГИДРОАГРЕГАТЫ С ОСЕВЫМИ
ПОВОРОТНО-ЛОПАСТНЫМИ
ГИДРОТУРБИНАМИ
Па рис. 8.14—8.1G приведены разрезы турбин Череповецкой ГЭС. Джердап-П и ГЭС Абвинден-Астеи (Австрия).
Горизонтальные капсульные гидроагрегаты являются наиболее экономичными для напоров до 20—25 м. Компоновка горизонтального капсульного гидроагрегата определяется числом опор ротора, местом расположения подпятника, способами охлаждения ротора генератора и передачей нагрузок гидроагрегата на бетон.
Применяются трех- и двухопориые гидроагрегаты. В трехопорном гидроагрегате одни подшипник располагается в конусе в непосредственной близости к рабочему колесу турбины, два других — по обе стороны от ротора генератора в капсуле гидроагрегата. В двухопорном гидроагрегате один подшипник располагается в конусе у рабочего колеса, второй—в капсуле гидроагрегата у ротора генератора со стороны верхнего или нижнего бьефа. В последнем случае и рабочее колесо турбины, и ротор генератора располагаются консольно. Подпятники размещаются на турбинном валу между ротором генератора и рабочим колесом турбины или на торце вала генератора со стороны верхнего бьефа. В первом случае осевое гидравлическое усилие передается на внутренний пояс статора турбины, во втором — через крестовину на статор генератора.
/71056/71056Рис. 8.16. Разрез турбины ГЭС Абвинден-Астен:Рис. 8.16. Разрез турбины ГЭС Абвинден-Астен:/ — опорный бычок; 2— капсула: 3 — статор; 4— подпятник: 5 — лопатка направляющего аппарата; 6 — камера рабочего колеса; 7 — отсасывающая труба; 8 — рабочее колесо; 9 — подшипник турбины;10 — вал; // — ротор генератора/ — опорный бычок; 2— капсула: 3 — статор; 4— подпятник: 5 — лопатка направляющего аппарата; 6 — камера рабочего колеса; 7 — отсасывающая труба; 8 — рабочее колесо; 9 — подшипник турбины;10 — вал; // — ротор генератора
/71056
/71056
Рис. 8.16. Разрез турбины ГЭС Абвинден-Астен:
Рис. 8.16. Разрез турбины ГЭС Абвинден-Астен:
/ — опорный бычок; 2— капсула: 3 — статор; 4— подпятник: 5 — лопатка направляющего аппарата; 6 — камера рабочего колеса; 7 — отсасывающая труба; 8 — рабочее колесо; 9 — подшипник турбины;
10 — вал; // — ротор генератора
/ — опорный бычок; 2— капсула: 3 — статор; 4— подпятник: 5 — лопатка направляющего аппарата; 6 — камера рабочего колеса; 7 — отсасывающая труба; 8 — рабочее колесо; 9 — подшипник турбины;
10 — вал; // — ротор генератора
Применение воздушного или водяного охлаждения ротора генератора предопределяет конструкцию внутренних элементов капсулы и использование воздуходувок или водоприемников.
Существует множество конструкций опорных частей капсулы гидроагрегата, определяющих схему передачи силовых и массовых нагрузок гидроагрегата на бетой. Наиболее распространенными являются конструкции, в которых статор турбины и опорный бычок капсулы применяются в сочетании с растяжками, опорными колоннами, вертикальной балкой и др.
Закладные и фундаментные части. Практически все основные элементы проточного тракта—статор, камера рабочего колеса, фундаментное кольцо — выполняются сварными из проката. В отличие от вертикальных машин все пояса механически обрабатываются.
Статор турбины состоит из наружного н внутреннего поясов, соединяемых между собой при монтаже па ГЭС приваркой колонн без последующей термической и механической обработки. Конструкция статора
позволяет создать деталь практически неограниченных размеров.
Камера рабочего колеса в районе лопастей выполняется или из листов нержавеющей стали, или из биметаллических листов с тонким слоем нержавеющей стали. По внутреннему диаметру в зоне лопастей камера протачивается по листам из нержавеющей стали или по металлическому каркасу с дальнейшей сваркой штампованных биметаллических листов.
В отечественных конструкциях в отличие от зарубежных нижняя часть камеры рабочего колеса, начиная от осн лопастей и далее в сторону нижнего бьефа, бетонируется.
Конструкции направляющего аппарата. Для капсульных гидротурбин применяется конический направляющий аппарат с углом наклона осей лопаток к вертикальной осн 20—30°. Лопатки обеспечивают плотное закрытие. Из-за сложной формы лопатки изготовляются литыми, из углеродистой стлли с облицовкой цапф нержавеющей сталью. Наружное кольцо направляющего аппарата изготовляется сварным из проката, пнутрен-
Рис. 8.18. Опорный подшипник горизонтальной турбины:Рис. 8.18. Опорный подшипник горизонтальной турбины:/ уплотнение корпусе; 1 — крышке корпусе; 3 — корпус подшипнике; 4 — болт неподвижного сегменте; 5 — неподвижный сегмент; 6—опорный сегмент; 7 — пнжпяя часть корпуса; 8— балансир; 9—пята балансира; 10—пята сегмента/ уплотнение корпусе; 1 — крышке корпусе; 3 — корпус подшипнике; 4 — болт неподвижного сегменте; 5 — неподвижный сегмент; 6—опорный сегмент; 7 — пнжпяя часть корпуса; 8— балансир; 9—пята балансира; 10—пята сегментаРис. 8.19. Водоприемник турбины:Рис. 8.19. Водоприемник турбины:У — подводящий трубопровод; 2 — уплотнение: 3 — штанга водоприемника: 4—вал турбины; 5 — сливной трубопроводУ — подводящий трубопровод; 2 — уплотнение: 3 — штанга водоприемника: 4—вал турбины; 5 — сливной трубопровод
Рис. 8.18. Опорный подшипник горизонтальной турбины:
Рис. 8.18. Опорный подшипник горизонтальной турбины:
/ уплотнение корпусе; 1 — крышке корпусе; 3 — корпус подшипнике; 4 — болт неподвижного сегменте; 5 — неподвижный сегмент; 6—опорный сегмент; 7 — пнжпяя часть корпуса; 8— балансир; 9—пята балансира; 10—пята сегмента
/ уплотнение корпусе; 1 — крышке корпусе; 3 — корпус подшипнике; 4 — болт неподвижного сегменте; 5 — неподвижный сегмент; 6—опорный сегмент; 7 — пнжпяя часть корпуса; 8— балансир; 9—пята балансира; 10—пята сегмента
Рис. 8.19. Водоприемник турбины:
Рис. 8.19. Водоприемник турбины:
У — подводящий трубопровод; 2 — уплотнение: 3 — штанга водоприемника: 4—вал турбины; 5 — сливной трубопровод
У — подводящий трубопровод; 2 — уплотнение: 3 — штанга водоприемника: 4—вал турбины; 5 — сливной трубопровод
нее кольцо — сварно-литым. Для компенсации погрешностей несовпадения осей отверстий под цапфы во внутреннем и наружном кольцах на наружном кольце имеется компенсационное устройство.
В узлах трения цапф и механизма поворота применяется материал, не требующий смазки. В отечественных конструкциях механизм поворота (рычаги, серьги, регулирующее кольцо) в турбинах с диаметром
рабочего колеса до 7,5 м располагается снаружи, с диаметром более 7,5 м — внутри капсулы. В первом случае применяются обычные сервомоторы, устанавливаемые па бетон. Для турбин с внутренним распо.то- -жением механизма поворота направляющего аппарата применяются сдвоенные прямоосные сервомоторы, устанавливаемые на внутреннем кольце.
Остальные элементы направляющего аппарата (уплотнения цапф и кромок лопаток, предохранительные устройства и др.) выполняются аналогичными элементам направляющего аппарата низконапорных вертикальных турбин.
Рабочие колеса. Конструкция рабочих колес вертикальных поворотно-лопастных турбин полностью применима в капсульных гидротурбинах. Однако для капсульных гидротурбин необходимо, чтобы центр тяже
сти рабочего колеса был ближе к подшипнику турбины. Для исключения попадания воды в масло в зоне уплотнения лопастей поддерживается давление масла выше, чем высота столба масла от маслоприемннка до сливного бака МНУ.
Маслолриемникн. На рис. 8.17 показана конструкция типового маслоприемннка горизонтальной капсульной турбины. Принципиально конструкции маслоприемников горизонтальной капсульной и вертикальной поворотно-лопастной турбин различаются незначительно.
Основными отличиями маслоприемннка горизонтальной капсульной гидротурбины являются:
подвижное уплотнение дренажной полости, располагаемое на штанге, жестко закрепленной на торце вала генератора;
опорожнение полости масляных труб, вала и рабочего колеса на остановленном гидроагрегате при закрытой главной задвижке регулятора за счет протечек через маслоприемник.
Иногда маслоприемник устанавливают на турбинном валу (Череповецкая ГЭС), но из-за сложности уплотнения и вывода обратной связи эта конструкция не получила распространения.
| Опорный подшипник. Для горизонтальных капсульных турбин применяются в основном баббитовые подшипники на масляной смазке с целым вкладышем и сегментные подшипники. Сегменты опираются на коромысла, которые в свою очередь опираются на корпус подшипника, жестко раскрепляемый в опорном конусе. Уплотнения подшипника латунные, ножевого типа. Для тяжело нагруженных подшипников применяют два ряда сегментов (рис. 8.18).
В настоящее время максимально достигнутая грузоподъемность подшипника не превышает 2МН. Длительный опыт эксплуатации таких подшипников показал их высокую надежность. Есть случаи применения для горизонтальных турбин подшипников с резиновым вкладышем и водяной смазкой (полупрямоточная турбина Камской ГЭС). Перспективным является внедрение подшипников с сегментами, имеющими синтетическое покрытие.
Рис. 8.20. Разрез турбины Зарамагской ГЭС:Рис. 8.20. Разрез турбины Зарамагской ГЭС:/—кожух; 2— вал турбины; 3 — напрппляющиЛ подшипник; 4—маслоохладитель; 5 — рабочее колесо,- 6 — сопло/—кожух; 2— вал турбины; 3 — напрппляющиЛ подшипник; 4—маслоохладитель; 5 — рабочее колесо,- 6 — соплоВодоприемник охлаждающей воды. Для подачи охлаждающей воды в обмотку ротора генератора на торце вала устанавливается водоприемник, состоящий из кор-
Рис. 8.20. Разрез турбины Зарамагской ГЭС:
Рис. 8.20. Разрез турбины Зарамагской ГЭС:
/—кожух; 2— вал турбины; 3 — напрппляющиЛ подшипник; 4—маслоохладитель; 5 — рабочее колесо,- 6 — сопло
/—кожух; 2— вал турбины; 3 — напрппляющиЛ подшипник; 4—маслоохладитель; 5 — рабочее колесо,- 6 — сопло
пуса. штанги с полостях уплотнений (рис. 8.19). Уплотнения резиновые торцевого или воротникового типа, доступные в эксплуатации. Давление воды на входе составляет 0,2—0,5 МПа, па сливе 0—0.1 МПа.
S.3. ВЕРТИКАЛЬНЫЕ КОВШОВЫЕТУРБИНЫ
Основные параметры наиболее крупных ковшовых турбин производства различных фирм, начиная с 60-х годов, представлены в г. 2, гл. 10 и II. В период с I960 по 1980 г. ковшовые трубпиы устанавливались в диапазоне напоров 350—1350 м. В этот период наметился переход от горизонтальных одно- и двухсопловых турбин к вертикальным многосопловым (4—6 сопл).
Наиболее широко стали применяться шестисопловые турбины. Ббльшее число сопл увеличивает быстроходность ковшовой турбины, что делает ее конкурентоспособной с радиально-осевыми турбинами в диапазоне напоров 400—600 м. Наибольшее значение быстроходности ковшовых турбин составляет 65, быстроходности на сопло — 26,5.
Компоновка вертикального гидроагрегата (рис. 8.20) с ковшовой турбиной определяется числом опор ротора гидроагрегата, типом сопла, местом расположения механизма управления дефлекторами, способом передачи массовых нагрузок ротора и статора генератора на бетон. Как и в турбинах других типов, в ковшовых турбинах
Рис. 8.21. Компоновка вертикального гидроагрегата с ковшовой турбиной:1—подпятник: 2—вал генератора; 3— статор генератора: 4— отсекатель: 5— рабочее колесо;6 — пал турбины; 7 — соплоРис. 8.21. Компоновка вертикального гидроагрегата с ковшовой турбиной:1—подпятник: 2—вал генератора; 3— статор генератора: 4— отсекатель: 5— рабочее колесо;6 — пал турбины; 7 — соплоприменяются трех- и двухопорные гидроагрегаты. В трехопорном гидроагрегате подшипники располагаются в верхней и нижней крестовинах и в кожухе турбины.
Рис. 8.21. Компоновка вертикального гидроагрегата с ковшовой турбиной:
1—подпятник: 2—вал генератора; 3— статор генератора: 4— отсекатель: 5— рабочее колесо;
6 — пал турбины; 7 — сопло
Рис. 8.21. Компоновка вертикального гидроагрегата с ковшовой турбиной:
1—подпятник: 2—вал генератора; 3— статор генератора: 4— отсекатель: 5— рабочее колесо;
6 — пал турбины; 7 — сопло
В двухопорном гидроагрегате один подшипник располагается в верхней крестовине, другой —в кожухе турбины между ротором генератора и рабочим колесом турбины. И в том и в другом случае применяется генератор подвесного типа. Обе схемы в последние годы широко применяются на практике. Однако большинство гидроагрегатов средней мощности выполняются двухопорными, мощностью 200 МВт и выше — трехопорпыми.
По опыту ПО ЛМЗ при проектировании мощных двухопориых гидроагрегатов высокой быстроходности с ковшовыми турбинами возникает сложность в получении
достаточных запасов по поперечным колебаниям. В этом случае желательно иметь конструкцию ротора генератора с втулкой, что позволяет увеличить жесткость липни вала.
Применение так называемых бесштоко- вых сопл позволило отказаться от наружного механизма управления соплами и уменьшить размеры здания ГЭС в плане.
Размещение механизма управления дефлекторами в шахте турбины, в кожухе или вне его влияет на высотные размеры гидроагрегата. Существует несколько конструктивных схем передачи весовых нагрузок ротора и статора генератора на бетон, которые влияют на конструкцию турбины и здания ГЭС в целом. На рис. 8.21 представлен вариант компоновки вертикального гидроагрегата с ковшовой турбиной.
В трехопорном гидроагрегате с шахтной компоновкой здания ГЭС нагрузки от собственного веса статора и ротора генератора передаются непосредственно на массивный бетонный цоколь. При подъеме на тормозах нагрузка от ротора через нижнюю крестовину также передается на цоколь. Нагрузка от собственного веса генератора на кожух турбины не передается. Особенностью данной компоновки является наличие бетонного цоколя и сравнительно большая высота гидроагрегата.
В двухопорном гидроагрегате в шахтной компоновке здания ГЭС в отличие от трехопорного весовые нагрузки ротора при подъеме па тормозах передаются или на консоли, заделанные в бетонный цоколь, или через металлическую опору на кожух турбины. Высота гидроагрегата в этой компоновке меньше.
Рис. 8.22. Типы распределителей турбины:<? — кольнспоЛ; б — оетпнстыЛ: а—сдпоеиныЛ петпастыЛРис. 8.22. Типы распределителей турбины:<? — кольнспоЛ; б — оетпнстыЛ: а—сдпоеиныЛ петпастыЛПри трех- и двухопорных гидроагрегатах в открытой компоновке здания ГЭС нагрузки от собственного веса генератора передаются непосредственно на бетонную плиту, которая опирается на колонны турбинного зала, нагрузка на кожух турбины нс перелается. Особенностью данной компоновки является наличие массивной бетонной плиты и открытого турбинного зала.
Рис. 8.22. Типы распределителей турбины:
<? — кольнспоЛ; б — оетпнстыЛ: а—сдпоеиныЛ петпастыЛ
Рис. 8.22. Типы распределителей турбины:
<? — кольнспоЛ; б — оетпнстыЛ: а—сдпоеиныЛ петпастыЛ
В доухопорном гидроагрегате с металлическими опорами нагрузка от генератора передастся на кожух турбины через металлические опоры. Особенностью данной компоновки является большая металлоемкость турбины.
Распределитель турбины (рис. 8.22). Применяются два типа распределителен — кольцевой и ветвистый. Кольцевой распределитель является классическим для вертикальных многосопловых ковшовых турбин и широко применяется в СССР и за рубежом в широком диапазоне напоров и мощностей.
Основными элементами кольцевого распределителя являются тройники и колена. Эти элементы ранее изготовлялись литыми с механически обработанными фланцами и при монтаже соединялись между собой болтами. В дальнейшем стали применять сварные конструкции тройников и колен без фланцев со сваркой между собой при монтаже без последующей термической обработки.
Рнс. 8 23. Сопло ковшовой турбины Зарамагской ГЭС:/—мундштук сопла; 2 — игла; 3 — передняя часть конуса; /—направляющая иглы: 5—средняя частькорпуса; 6 — ребро; 7 — фланец распределителя; 8 — наружный поршень; 9 — внутренний поршень; 10 —внутренняя часть корпусаРнс. 8 23. Сопло ковшовой турбины Зарамагской ГЭС:/—мундштук сопла; 2 — игла; 3 — передняя часть конуса; /—направляющая иглы: 5—средняя частькорпуса; 6 — ребро; 7 — фланец распределителя; 8 — наружный поршень; 9 — внутренний поршень; 10 —внутренняя часть корпусаВ последние годы в связи с увеличением единичной мощности гидроагрегатов и соответственно увеличением размеров турбин для кольцевого распределителя потребовалось применение высокопрочной стали. Для крупных машин распределитель оказался весьма трудоемким и металлоемким, из-за чего стоимость его резко возросла. Входной диаметр распределителя предопределяет размеры шарового затвора, которые при определенных параметрах турбины могут оказаться стать значительными, что вызовут трудности в Создании такого затвора.
Рнс. 8 23. Сопло ковшовой турбины Зарамагской ГЭС:
/—мундштук сопла; 2 — игла; 3 — передняя часть конуса; /—направляющая иглы: 5—средняя частькорпуса; 6 — ребро; 7 — фланец распределителя; 8 — наружный поршень; 9 — внутренний поршень; 10 —внутренняя часть корпуса
Рнс. 8 23. Сопло ковшовой турбины Зарамагской ГЭС:
/—мундштук сопла; 2 — игла; 3 — передняя часть конуса; /—направляющая иглы: 5—средняя частькорпуса; 6 — ребро; 7 — фланец распределителя; 8 — наружный поршень; 9 — внутренний поршень; 10 —внутренняя часть корпуса
Рис. 8.2-1. Рабочее колесо турбины Зарамагской ГЭСРис. 8.2-1. Рабочее колесо турбины Зарамагской ГЭСВетвистый распределитель является усовершенствованной конструкцией подводящих устройств двухсопловых горизонтальных ковшовых турбин. Ветвистый распределитель состоит из двух ветвей, охватывающих турбину с двух сторон. Входные диаметры ветвей в 1,41 раза меньше диаметра кольцевого распределп-
Рис. 8.2-1. Рабочее колесо турбины Зарамагской ГЭС
Рис. 8.2-1. Рабочее колесо турбины Зарамагской ГЭС
Рис. 8.25. Отсекатель турбины Зарамагской ГЭС:/ — сервомотор; 2— тяга сервомотора; 3— отсекатель; 4— соплоРис. 8.25. Отсекатель турбины Зарамагской ГЭС:/ — сервомотор; 2— тяга сервомотора; 3— отсекатель; 4— соплотеля. На каждой ветви имеются отводы для сопл. Ветвистый распределитель обладает меньшей металлоемкостью и позволяет уменьшить расстояние между гидроагрегатами. К недостаткам ветвистых распределителей следует отнести дополнительный тройник на подводящем трубопроводе и применение на одном гидроагрегате большого числа затворов.
Рис. 8.25. Отсекатель турбины Зарамагской ГЭС:
/ — сервомотор; 2— тяга сервомотора; 3— отсекатель; 4— сопло
Рис. 8.25. Отсекатель турбины Зарамагской ГЭС:
/ — сервомотор; 2— тяга сервомотора; 3— отсекатель; 4— сопло
Гидравлические испытания моделей кольцевых и ветвистых распределителей не
7 Зак. 905
выявили преимуществ одного типа над другим.
Соцла турбины (рис. 8.23). В последние годы за рубежом как для горизонтальных, так и вертикальных турбин применяют прямоточные сопла с механизмом управления внутри сопля. Эти сопле в гидравлическом отношении более совершенны, так как в них отсутствует шток, пересекающий поток в распределителе для соединения иглы с сервомотором. Для защиты гидроагрегата
97
от разгона в случае потерн давления масла в системе регулирования сопла конструктивно выполняются так, чтобы суммарное усилие от разгрузки водой и пружины закрывало сопло. По типу разгрузки конструкции сопл бывают: с водяной и масляной разгрузкой; с водяной и пружинной разгрузкой (цилиндрические или тарельчатые сопла); с водяной, пружинной и масляной разгрузкой.
Конструкции обратной связи сопл весьма разнообразны. По основному элементу, используемому в конструкции, обратные связи бывают:
с тросовой передачей, в которых движение сопла передается на регулятор с помощью роликов и троса, проходящего через отверстие в ребре сопла:
с клиновой передачей, в которых движение сопла передается на регулятор с помощью клипа н толкателя, проходящего через отверстие в ребре сопла:
с передачей ребром, в которых движение сопла передается на регулятор ребром, жестко закрепленным на штоке иглы: это ребро располагается в потоке воды пли внутри ребра сопла:
с механизмом передачи, в которых движение сопла передается на регулятор с помощью рычагов и тяг, шарнирно связанных Друг с другом; тяга в ребре сопла проходит свободно.
Направляющая и шток иглы механизма управления сопла, а также игла и насадок изготовляются из нержавеющей стали. В отдельных случаях игла и насадок защищаются высокотвердыми материалами.
Конструкции рабочих колес (рис. 8.24).
По конструкции рабочие колеса бывают: с механическим креплением ковшей — отдельные или несколько вместе отлитых ковшей крепятся к диску колеса с помощью болтов или шпилек: цельнолитые, с ковшом и диском из одной отливки; эта конструкция в настоящее время наиболее распространенная:
с единой отливкой ковшей и венца колеса; венец крепится к дискам механическим путем;
сварно-литые, с отдельно отлитыми ковшами, соединенными сваркой между собой и с диском.
Наиболее широкое распространение получило фланцевое соединение рабочего колеса с валом. Передача крутящего момента от колеса к валу осуществляется шпонками, припасованными болтами, втулками или за счет затягивания болтов фланцевого соединения. Для рабочих колее применяется нержавеющая сталь с содержанием никеля и хрома (J —13 % или 4 — 18 %). Число ковшей составляет 20—23 для турбин разных диаметров, с различным числом сопл, работающих в широком диапазоне напоров.
Дефлекторы (рис. 8.25). По принципу воздействия па струю дефлекторы разделяются на:
отсекатели, которые при введении в струю отсекают ее полностью или частично;
отклонители, которые при введении в струю отклоняют ее от ковша;
распылители, которые при введении в струю распыляют ее веером.
Первые два типа дефлекторов находят наибольшее применение, однако в последние годы отклонители встречаются чаще. Отклонители и отсекатели устанавливают на насадках сопл и приводятся в движение сервомотором через валы, рычаги и тяги при расположении сервомоторов на кожухе и через валы при расположении сервомоторов в кожухе турбины. Части отклонителя и отсекателя, соприкасающиеся при работе со струей, выполняются из нержавеющей стали.
Наиболее перспективной является конструкция распылителя, который распыляет струю с помощью конического наконечника иглы.
Раздел 2
СИСТЕМА АВТОМАТИЧЕСКОГО УПРАВЛЕНИЯГИДРОМАШИНАМИ
РЕГУЛЯТОРЫ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ГИДРОТУРБИН
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Автоматическое управление гидротурбинным н насосно-турбинным оборудованием осуществляется системой, состоящей пз комплекса устройств я аппаратуры, позволяющей обеспечить работу гндромашнн без участия обслуживающего персонала.
В состав системы автоматнческогоо управления гидромашиной входят: регулятор частоты вращения: маслонапорная установка с аппаратурой автоматического управления и аппаратура автоматического управления турбиной.
Основной задачей регуляторов гидротурбины является поддержание в задан*
ных пределах частоты вращения гидроагрегата и соответственно обеспечение постоянства частоты электрического тока, вырабатываемого генератором.
Согласно основному уравнению вращения ротора гидроагрегата
^ = ^-Л1г
условие постоянства частоты вращения ротора гидроагрегата (рабочего колеса турбины и ротора генератора) выполняется при сохранении равенства движущего вращающего момента турбины Л1Г и момента сопротивления (нагрузки генератора) Мг, т. е. при с/w/d/= О, где / — момент инерции вращающихся частей ротора.
Для поддержания постоянной частоты вращения при изменениях момента сопротивления движущий момент турбины регулируется за счет увеличения или уменьшения расхода воды через турбину. Вращающий момент, развиваемый гидротурбиной, определяется выражением
*fT = у—- n-
(Оу
Статические зависимости момента турбины Л(т и момента сопротивления Мг от частоты вращения гидроагрегата о» показаны на рис. 9.1. Зависимость Мт = [(ы) характеризуется кривой 1 и соответствует постоянному открытию направляющего аппарата со = const. Зависимости Мг = /(со) (кривые 2, 3, 4) соответствуют разному характеру нагрузок и отличаются коэффициентами саморегулирования et.
Коэффициент саморегулирования нагрузки характеризует степень изменения момента сопротивления при отклонениях частоты от ее поминального значения.
Коэффициент саморегулирования нагрузки в зависимости от ее характера может быть как отрицательным, так и положительным. Для активной нагрузки (активно-индуктивной) е, имеет отрицательное значение (кривая 2); для нагрузки, где Мт остается постоянным при изменениях о>
Рис. 9.1. Статические зависимости нагрузки и гидротурбины:
— Afr«f (to); ^T”f (to)
(кривая 3), tv = 0 и для нагрузки, где Л1Г возрастает с изменением частоты <м (кривая •/), е^ имеет положительное значение.
Коэффициент саморегулирования турбины е< является отрицательной величиной.
Коэффициент саморегулирования системы (объекта регулирования) еА — ее— е<; €а характеризует степень отклонения частоты вращения объекта регулирования при изменениях нагрузки генератора пли движущего момента турбины, связь между которыми характеризует зависимость, представленная на рис. 9.1.
Уменьшение электрической нагрузки, т. е. снижение момента сопротивления генератора, па графике будет выражаться смещением кривой, например, в положение 4*. В этом случае установившийся режим работы гидроагрегата для постоянного значения открытия направляющего аппарата о0| = = const будет характеризоваться точкой Ot. Однако частота вращения гидроагрегата при этом будет отличаться от номинального значения на Aw.
Регулятор, воспринимая это отклонение, изменяет открытие направлющего аппарата и восстанавливает номинальное значение частоты. Новому равновесному режиму гидроагрегата будет соответствовать точка О2 пересечения кривой 4' с кривой Г, которая характеризует движущий момент турбины для нового открытия направляющего аппарата а<й — const.
Таким образом, равновесный установившиеся режимы работы гидроагрегата для разных нагрузок при заданной постоянной частоте представляются на графике точками, соответствующими определенным значениям открытий регулирующего органа турбины. Прямая, соединяющая эти точки, проходит параллельно осн М. Такая характеристика, при которой частота вращения турбины во всем диапазоне нагрузок или открытий регулирующего органа поддерживается постоянной, называется астатической.
Как правило, гидроагрегат работает со статической характеристикой регулятора, когда каждому открытию регулирующего органа соответствует определенное значение частоты вращения гидроагрегата.
Астатическая и статические характеристики регулятора показаны на рис. 9.2.
Рис. 9.2. Астатическая (/) и статические
(2) характеристики регулятора
Таблица 9.1. Основные технические харак
Параметр
Регуляторы
раднзлыю-осевых
УК-100: УК-150; УК-250
Р-loo: Р-150
РО-40
РМ-60; РМ-100-2
Частота вращения маятника (номинальная), об/мин
500
546
1500
1090
Удельное перемещение буксы (штифта) маятника, мм, на 1 % изменения частоты в электрической сети
Временная неравномерность регулятора 6(,
0,36
0,4
0,3
0,28
% •
максимальная
67
107
13
65
минимальная
38
42
—
14
Постояннаявремени
изодрома Td, с
0-40
0-30
2-25
2-25
Статнзм Ьр, %
Удельное перемещение главного золотника регулятора, мм, на 1 ”jo изменения частоты электрической сети:
0-8
0-8
0-8
0-8
максимальное
2,73
4,8
2,33
11,7
минимальное
—
0,59
0,6
2,7
Диапазон изменения частоты вращения, %
—154- +10
—164- +10
— 16 4-+Ю
— 15 4- +10
Габаритные размеры регулятора без золотника, мм
Масса регулятора с золотником, кг, при диаметре золотника, мм:
800X800X1900
800X800X1900
2480*Х1060Х Х2400
800X500X1715
40
—•
—
3200 •
—
60
—
—
850
100
1980
1640
—
1150
150
2870
1700
—
1295
200
—
—-
—
—
250
6600
—.
—
—
Давление масла, МПа
2
2,5
2,5
4
• С учетом размеров и массы маслонапорной установки и сервомотора.
герметики гидромеханических регуляторов
турбин
поворотно-лопастных
Колонка комбинатора
РК-100; РК-150
РК-200
Р КО-230
РКМ-100; ркм-150
500
500
546
1090
0,36
0,36
0.4
0,3
44
44
74
65
16
16
21
14
0-30
0-30
0-30
2-25
0-8
0-8
0-8
0-8
6,9
10,1
16,2
И,7
2,1
3,3
5,5
2,7
—
— 15 4- +10
— 15 4- +10
-154-10
— 15 4-+10
800X800X1350
800X800X1900
800X800X1900
900X900X1920
800X700X1715
—
—-
—
1400
2350
2350
—
1660
1500
2750
2750
—
2120
3500
3500
—
—
2700
—.
—
5300
—
2
2
2
2,5
4
Степень изменения частоты вращения гидроагрегата Ло от открытия регулирующего органа турбины, т. е. крутизна характеристик 2 ла/(ф)» определяет статизм регулятора
. dn фмакср по
где ф— ход штока регулирующего органа турбины; эначеине Ь, выражается в относительных единицах или в процентах. Необходимость статической настройки регуляторов связана с обеспечением заданногоэа-
кона распределения нагрузок при параллельной работе гидроагрегатов.
Для поддержания постоянной частоты вращения гидротурбин регуляторы снабжены различными устройствами и механизмами, с помощью которых осуществляется измерение частоты вращения, сравнение ее с заданным значением, формирование управляющего воздействия, усиление этого воздействия и перемещение регулирующих органов.
Кроме того, регуляторы имеют ряд механизмов и устройств, осуществляющих
пуск, остановку, защиту гидроагрегата от разгона, настройку комбинаторного устройства в зависимости от напора ГЭС, управление лопастями рабочего колеса ПЛ турбины, обеспечение оптимального закона закрытия регулирующих органов при сбросах нагрузки, защиту генератора от перегрузки при повышенном напоре и другие функции.
Необходимым требованием, предъявляемым к регуляторам гидротурбин, является обеспечение устойчивости системы регулирования и достаточно хорошего качества переходных процессов. Для выполнения этих
условий в регуляторе предусмотрены необходимые элементы с ручками настройки, с помощью которых можно установить требуемые параметры и характеристики регулятора для динамической работы системы.
КЛАССИФИКАЦИЯ РЕГУЛЯТОРОВ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ГИДРОТУРБИН
По конструктивному исполнению современные регуляторы гидротурбины можно разделить на две группы: гидромеха-
Т а б л н ц а 9.2. Электрогидравлические регуляторы производства ПО ЛМЗТ а б л н ц а 9.2. Электрогидравлические регуляторы производства ПО ЛМЗРис. 9.3. Функциональные схемы электрогидравлическпх регуляторов:Рис. 9.3. Функциональные схемы электрогидравлическпх регуляторов:ЧЧЭ — частотно-чувствительный элемент; МИЧМ— механизм изменения частоты и мощности; СУ — суммирующее устройство; ЭУ — электрический усилитель; ЭГП — элекгрогидраплическнА преобразователь; ПЗ — побудительный золотник; ВС — вспомогательный сервомотор: ГЗ — главный золотник; ГОС — гибкая (кзодромиан) обратна* связь; жос — жесткая обратная связь (статнэм); НА —направляющий аппарат; ДОС — датчик обратной связи; Г А—гидроагрегат; ТГ — тахогенератор; МИЧ — механизм изменения частоты: МИМ — механизм изменения мощности; ПС — промежуточный сервомотор;ДУ — дифференцирующее устройство: ЭИ — электрический интеграторЧЧЭ — частотно-чувствительный элемент; МИЧМ— механизм изменения частоты и мощности; СУ — суммирующее устройство; ЭУ — электрический усилитель; ЭГП — элекгрогидраплическнА преобразователь; ПЗ — побудительный золотник; ВС — вспомогательный сервомотор: ГЗ — главный золотник; ГОС — гибкая (кзодромиан) обратна* связь; жос — жесткая обратная связь (статнэм); НА —направляющий аппарат; ДОС — датчик обратной связи; Г А—гидроагрегат; ТГ — тахогенератор; МИЧ — механизм изменения частоты: МИМ — механизм изменения мощности; ПС — промежуточный сервомотор;ДУ — дифференцирующее устройство: ЭИ — электрический интеграторТип регулятораТип панели электрооборудованияТип гидромеханической колонки управленияТип регулятораТип панели электрооборудованияТип гидромеханической колонки управленияГоды поставокГоды поставокЭГР-150ЭГРЭГР-1501961-1963ЭГР-100-3ЭГР-150-3ЭГР-100-3ЭГР-150-31964—19651965—1966ЭГР-М-150-3ЭГР-М-100-3ЭГР-МЭГР-150-3ЭГР-100-31967-19711970-1971ЭГР-2М-Ю0-4 ЭГР-2М-150-4ЭГР-2МЭГР-100-4ЭГР-150 41970-19781973-1977ЭГР-И-150-10ЭГР-ИЭГР-150-101974 — 1978ЭГР-1Т-100-4ЭГР-1Т-100-5ЭГР-1Т-150-4ЭГР-1ТЭГР-100-4ЭГР-100-5ЭГР-150-41975-1978 1976, 1980 1980—1982ЭГР-2И-10-7 •ЭГР-2ИЭГР-10-71977 — 1982ЭГР-2И1-100-4ЭГР-2И1-150-4ЭГР-2И1ЭГР-100-4ЭГР-150-4С 1983С 1983ЭГР-2И1-Ю0-11ЭГР-2ИЫ50-НЭГР-100-П ЭГР-150-11С 1985С 1985ЭГР-150ЭГРЭГР-1501961-1963ЭГР-100-3ЭГР-150-3ЭГР-100-3ЭГР-150-31964—19651965—1966ЭГР-М-150-3ЭГР-М-100-3ЭГР-МЭГР-150-3ЭГР-100-31967-19711970-1971ЭГР-2М-Ю0-4 ЭГР-2М-150-4ЭГР-2МЭГР-100-4ЭГР-150 41970-19781973-1977ЭГР-И-150-10ЭГР-ИЭГР-150-101974 — 1978ЭГР-1Т-100-4ЭГР-1Т-100-5ЭГР-1Т-150-4ЭГР-1ТЭГР-100-4ЭГР-100-5ЭГР-150-41975-1978 1976, 1980 1980—1982ЭГР-2И-10-7 •ЭГР-2ИЭГР-10-71977 — 1982ЭГР-2И1-100-4ЭГР-2И1-150-4ЭГР-2И1ЭГР-100-4ЭГР-150-4С 1983С 1983ЭГР-2И1-Ю0-11ЭГР-2ИЫ50-НЭГР-100-П ЭГР-150-11С 1985С 1985Для радиально-осевых гидротурбинДля радиально-осевых гидротурбинЭГРК-Ю0 ЭГРК-Ю0 ЭГРК-150-2 ЭГРК-100-2ЭГРЭГРК-150 ЭГРК-Ю0 ЭГРК-150-2 ЭГРК-100-21961 — 1964 1963—1965 1965—19661966, 1969ЭГРК-М-150-2ЭГРМК-М-100-2ЭГР-МЭГРК-150-2ЭГРК-100-21967-1971 1968-1971ЭГРК-2М-100-4ЭГР-2МЭГРК-100-41970-1973ЭГРК-2М-250-3ЭГРК-2М-150-4ЭГРК-250-3ЭГРК-150-41970 1972-1976ЭГРК-2М-200-3ЭГРК-200-31972—1977ЭГРК-1Т-150-4ЭГР-1ТЭГРК-150-41975—1982ЭГРК-1Т-150-6ЭГРК-1Т-100-4ЭГРК-1 Т-200-6ЭГРК-150-5ЭГРК-100-4ЭГРК-200-61976 1976—1982 1978—1982ЭГРК-2И1-100-4ЭГРК-2И1-150-4ЭГР-2И1ЭГРК-100-4ЭГРК-150-4С 1983С 1983ЭГРК-Ю0 ЭГРК-Ю0 ЭГРК-150-2 ЭГРК-100-2ЭГРЭГРК-150 ЭГРК-Ю0 ЭГРК-150-2 ЭГРК-100-21961 — 1964 1963—1965 1965—19661966, 1969ЭГРК-М-150-2ЭГРМК-М-100-2ЭГР-МЭГРК-150-2ЭГРК-100-21967-1971 1968-1971ЭГРК-2М-100-4ЭГР-2МЭГРК-100-41970-1973ЭГРК-2М-250-3ЭГРК-2М-150-4ЭГРК-250-3ЭГРК-150-41970 1972-1976ЭГРК-2М-200-3ЭГРК-200-31972—1977ЭГРК-1Т-150-4ЭГР-1ТЭГРК-150-41975—1982ЭГРК-1Т-150-6ЭГРК-1Т-100-4ЭГРК-1 Т-200-6ЭГРК-150-5ЭГРК-100-4ЭГРК-200-61976 1976—1982 1978—1982ЭГРК-2И1-100-4ЭГРК-2И1-150-4ЭГР-2И1ЭГРК-100-4ЭГРК-150-4С 1983С 1983Для поворотно-лопастных гидротурбинДля поворотно-лопастных гидротурбинДля ковшовых гидротурбинДля ковшовых гидротурбинКЭГР-70ЭГР-2ИЫ0-6 ••КЭГР-70ЭГР-2ИЫ0-6 ••ЭГР-2И1-10-8 •ЭГР-2И1-150-9 •“ЭГР-2И1-10-8 •ЭГР-2И1-150-9 •“I ЭГРIКЭГРI ЭГР-2И1|ЭГР-10-6Для насос-турбинI ЭГР-2И1IЭГР-10-8|IЭГР-150-9I ЭГРIКЭГРI ЭГР-2И1|ЭГР-10-6Для насос-турбинI ЭГР-2И1IЭГР-10-8|IЭГР-150-91968С 19851968С 1985С 1983С 1984С 1983С 1984• Регулятор рассчитан на давление в МНУ 6.3 МП. для привод, индивиду.льных серво- г°" Регулятор для привод, индивидуальных сервомоторов сопл и отсек.телеА.• *• Регулятор рассчитан ня давление в МНУ 6.3 МПа.• Регулятор рассчитан на давление в МНУ 6.3 МП. для привод, индивиду.льных серво- г°" Регулятор для привод, индивидуальных сервомоторов сопл и отсек.телеА.• *• Регулятор рассчитан ня давление в МНУ 6.3 МПа.
Т а б л н ц а 9.2. Электрогидравлические регуляторы производства ПО ЛМЗ
Т а б л н ц а 9.2. Электрогидравлические регуляторы производства ПО ЛМЗ
Рис. 9.3. Функциональные схемы электрогидравлическпх регуляторов:
Рис. 9.3. Функциональные схемы электрогидравлическпх регуляторов:
ЧЧЭ — частотно-чувствительный элемент; МИЧМ— механизм изменения частоты и мощности; СУ — суммирующее устройство; ЭУ — электрический усилитель; ЭГП — элекгрогидраплическнА преобразователь; ПЗ — побудительный золотник; ВС — вспомогательный сервомотор: ГЗ — главный золотник; ГОС — гибкая (кзодромиан) обратна* связь; жос — жесткая обратная связь (статнэм); НА —направляющий аппарат; ДОС — датчик обратной связи; Г А—гидроагрегат; ТГ — тахогенератор; МИЧ — механизм изменения частоты: МИМ — механизм изменения мощности; ПС — промежуточный сервомотор;
ДУ — дифференцирующее устройство: ЭИ — электрический интегратор
ЧЧЭ — частотно-чувствительный элемент; МИЧМ— механизм изменения частоты и мощности; СУ — суммирующее устройство; ЭУ — электрический усилитель; ЭГП — элекгрогидраплическнА преобразователь; ПЗ — побудительный золотник; ВС — вспомогательный сервомотор: ГЗ — главный золотник; ГОС — гибкая (кзодромиан) обратна* связь; жос — жесткая обратная связь (статнэм); НА —направляющий аппарат; ДОС — датчик обратной связи; Г А—гидроагрегат; ТГ — тахогенератор; МИЧ — механизм изменения частоты: МИМ — механизм изменения мощности; ПС — промежуточный сервомотор;
ДУ — дифференцирующее устройство: ЭИ — электрический интегратор
Тип регулятора
Тип панели электрооборудования
Тип гидромеханической колонки управления
Тип регулятора
Тип панели электрооборудования
Тип гидромеханической колонки управления
Годы поставок
Годы поставок
ЭГР-150
ЭГР
ЭГР-150
1961-1963
ЭГР-100-3
ЭГР-150-3
ЭГР-100-3
ЭГР-150-3
1964—1965
1965—1966
ЭГР-М-150-3
ЭГР-М-100-3
ЭГР-М
ЭГР-150-3
ЭГР-100-3
1967-1971
1970-1971
ЭГР-2М-Ю0-4 ЭГР-2М-150-4
ЭГР-2М
ЭГР-100-4
ЭГР-150 4
1970-1978
1973-1977
ЭГР-И-150-10
ЭГР-И
ЭГР-150-10
1974 — 1978
ЭГР-1Т-100-4
ЭГР-1Т-100-5
ЭГР-1Т-150-4
ЭГР-1Т
ЭГР-100-4
ЭГР-100-5
ЭГР-150-4
1975-1978 1976, 1980 1980—1982
ЭГР-2И-10-7 •
ЭГР-2И
ЭГР-10-7
1977 — 1982
ЭГР-2И1-100-4
ЭГР-2И1-150-4
ЭГР-2И1
ЭГР-100-4
ЭГР-150-4
С 1983
С 1983
ЭГР-2И1-Ю0-11
ЭГР-2ИЫ50-Н
ЭГР-100-П ЭГР-150-11
С 1985
С 1985
ЭГР-150
ЭГР
ЭГР-150
1961-1963
ЭГР-100-3
ЭГР-150-3
ЭГР-100-3
ЭГР-150-3
1964—1965
1965—1966
ЭГР-М-150-3
ЭГР-М-100-3
ЭГР-М
ЭГР-150-3
ЭГР-100-3
1967-1971
1970-1971
ЭГР-2М-Ю0-4 ЭГР-2М-150-4
ЭГР-2М
ЭГР-100-4
ЭГР-150 4
1970-1978
1973-1977
ЭГР-И-150-10
ЭГР-И
ЭГР-150-10
1974 — 1978
ЭГР-1Т-100-4
ЭГР-1Т-100-5
ЭГР-1Т-150-4
ЭГР-1Т
ЭГР-100-4
ЭГР-100-5
ЭГР-150-4
1975-1978 1976, 1980 1980—1982
ЭГР-2И-10-7 •
ЭГР-2И
ЭГР-10-7
1977 — 1982
ЭГР-2И1-100-4
ЭГР-2И1-150-4
ЭГР-2И1
ЭГР-100-4
ЭГР-150-4
С 1983
С 1983
ЭГР-2И1-Ю0-11
ЭГР-2ИЫ50-Н
ЭГР-100-П ЭГР-150-11
С 1985
С 1985
Для радиально-осевых гидротурбин
Для радиально-осевых гидротурбин
ЭГРК-Ю0 ЭГРК-Ю0 ЭГРК-150-2 ЭГРК-100-2
ЭГР
ЭГРК-150 ЭГРК-Ю0 ЭГРК-150-2 ЭГРК-100-2
1961 — 1964 1963—1965 1965—1966
1966, 1969
ЭГРК-М-150-2
ЭГРМК-М-100-2
ЭГР-М
ЭГРК-150-2
ЭГРК-100-2
1967-1971 1968-1971
ЭГРК-2М-100-4
ЭГР-2М
ЭГРК-100-4
1970-1973
ЭГРК-2М-250-3
ЭГРК-2М-150-4
ЭГРК-250-3
ЭГРК-150-4
1970 1972-1976
ЭГРК-2М-200-3
ЭГРК-200-3
1972—1977
ЭГРК-1Т-150-4
ЭГР-1Т
ЭГРК-150-4
1975—1982
ЭГРК-1Т-150-6
ЭГРК-1Т-100-4
ЭГРК-1 Т-200-6
ЭГРК-150-5
ЭГРК-100-4
ЭГРК-200-6
1976 1976—1982 1978—1982
ЭГРК-2И1-100-4
ЭГРК-2И1-150-4
ЭГР-2И1
ЭГРК-100-4
ЭГРК-150-4
С 1983
С 1983
ЭГРК-Ю0 ЭГРК-Ю0 ЭГРК-150-2 ЭГРК-100-2
ЭГР
ЭГРК-150 ЭГРК-Ю0 ЭГРК-150-2 ЭГРК-100-2
1961 — 1964 1963—1965 1965—1966
1966, 1969
ЭГРК-М-150-2
ЭГРМК-М-100-2
ЭГР-М
ЭГРК-150-2
ЭГРК-100-2
1967-1971 1968-1971
ЭГРК-2М-100-4
ЭГР-2М
ЭГРК-100-4
1970-1973
ЭГРК-2М-250-3
ЭГРК-2М-150-4
ЭГРК-250-3
ЭГРК-150-4
1970 1972-1976
ЭГРК-2М-200-3
ЭГРК-200-3
1972—1977
ЭГРК-1Т-150-4
ЭГР-1Т
ЭГРК-150-4
1975—1982
ЭГРК-1Т-150-6
ЭГРК-1Т-100-4
ЭГРК-1 Т-200-6
ЭГРК-150-5
ЭГРК-100-4
ЭГРК-200-6
1976 1976—1982 1978—1982
ЭГРК-2И1-100-4
ЭГРК-2И1-150-4
ЭГР-2И1
ЭГРК-100-4
ЭГРК-150-4
С 1983
С 1983
Для поворотно-лопастных гидротурбин
Для поворотно-лопастных гидротурбин
Для ковшовых гидротурбин
Для ковшовых гидротурбин
КЭГР-70
ЭГР-2ИЫ0-6 ••
КЭГР-70
ЭГР-2ИЫ0-6 ••
ЭГР-2И1-10-8 •
ЭГР-2И1-150-9 •“
ЭГР-2И1-10-8 •
ЭГР-2И1-150-9 •“
I ЭГРIКЭГР
I ЭГР-2И1|ЭГР-10-6
Для насос-турбин
I ЭГР-2И1IЭГР-10-8
|IЭГР-150-9
I ЭГРIКЭГР
I ЭГР-2И1|ЭГР-10-6
Для насос-турбин
I ЭГР-2И1IЭГР-10-8
|IЭГР-150-9
1968
С 1985
1968
С 1985
С 1983
С 1984
С 1983
С 1984
• Регулятор рассчитан на давление в МНУ 6.3 МП. для привод, индивиду.льных серво- г°" Регулятор для привод, индивидуальных сервомоторов сопл и отсек.телеА.
• *• Регулятор рассчитан ня давление в МНУ 6.3 МПа.
• Регулятор рассчитан на давление в МНУ 6.3 МП. для привод, индивиду.льных серво- г°" Регулятор для привод, индивидуальных сервомоторов сопл и отсек.телеА.
• *• Регулятор рассчитан ня давление в МНУ 6.3 МПа.
нические и электрогидравлические (ЭГР).
В гидромеханических регуляторах функции измерения частоты, формирования и усиления управляющих сигналов, устройства стабилизации, а также силовое управление регулирующими органами осуществляются с помощью различных механических и гидромеханических устройств.
В электрогидравлическпх регуляторах элементы измерителя частоты вращения, стабилизации, устройства формирования сигнала управления, задания частоты и мощности, суммирования сигналов, а также устройства группового регулирования выполнены электрическими. Преобразование электрических сигналов в механические силовые перемещения и управление регулирующими органами турбины осуществляются в ЭГР электромеханическими и гидромеханическими устройствами. Таким образом, электрогидравлические регуляторы имеют две части: электрическую и гидромеханическую.
По сравнению с гидромеханическими электрогидравлические регуляторы обладают большими преимуществами, связанными с более высокой чувствительностью, обеспечением ввода различных управляю
щих воздействии, широкой возможностью быстрого изменения характеристик звеньев регулятора.
По способу стабилизации типовые регуляторы, выпускаемые ПО ЛМЗ, можно разделить иа две группы: изодромные, формирующие сигнал управления по пропорционально-интегральному (ПИ) закону, и изодромные с элементами введения ускорения (дифференцирования), формирующие сигнал управления по пропорциоиально-нн- тегральнодифференцпальному (ПИД) закону.
В зависимости от типа гидротурбины и числа регулирующих органов регуляторы выпускаются четырех видов: для радиально-осевых и пропеллерных турбин: поворотно-лопастных и диагональных турбин; ковшовых гидротурбин и насос-турбин.
В зависимости от места, присоединения (подключения) жесткой и изодромной обратных связей электрогидравлические регуляторы имеют три различные функциональные схемы, приведенные ниже.
Изодром пая обратная связь и статизм взяты от сервомотора направляющего аппарата (рис. 9.3, а). Недостатком этой схемы является низкое быстродействие системы по
ПараметрТип панелиЭГР-1Т[ ЭГР-2И1Минимальная мертвая зона й, %0,0250,01Искусственно вводимая мертвая зона fa. %0-4- ±2±0,5Диапазон устройства задания частоты на холостом ходу, %±10±10Точность поддержания частоты на холостом ходу, %±0,2±0,2Постоянная времени изодрома Td, с0—250—20Временная неравномерность регулятора б,, %0-1000-100Статизм регулятора Ьр, %0—100—10Постоянная времени ускорения Т„, с0—10-1,5Коэффициент, характеризующий частотный диапазон дем-0,10,1ствия ускорения ККоэффициент усиления частотно-чувствительного элемента11Постоянная времени интегрирующего усилителя Ти, с0,030,02Постоянная времени интегратора мощности Тр, с—0-50Постоянная времени сервомотора следящей системы регуля-0,2—0,55тора Т,. сПараметрТип панелиЭГР-1Т[ ЭГР-2И1Минимальная мертвая зона й, %0,0250,01Искусственно вводимая мертвая зона fa. %0-4- ±2±0,5Диапазон устройства задания частоты на холостом ходу, %±10±10Точность поддержания частоты на холостом ходу, %±0,2±0,2Постоянная времени изодрома Td, с0—250—20Временная неравномерность регулятора б,, %0-1000-100Статизм регулятора Ьр, %0—100—10Постоянная времени ускорения Т„, с0—10-1,5Коэффициент, характеризующий частотный диапазон дем-0,10,1ствия ускорения ККоэффициент усиления частотно-чувствительного элемента11Постоянная времени интегрирующего усилителя Ти, с0,030,02Постоянная времени интегратора мощности Тр, с—0-50Постоянная времени сервомотора следящей системы регуля-0,2—0,55тора Т,. сТаблица 9.3. Основные технические данные регуляторов с панелями ЭГР-1Т и ЭГР-2И1Таблица 9.3. Основные технические данные регуляторов с панелями ЭГР-1Т и ЭГР-2И1Осноомые отличительные элементы панелей электрооборудованияТип панелейЭГРЭГР-МЭГР-2МЭГР-ИЭГР-1ТЭГР-ЗИЭГР-2И1Формирование основного сигнала регулирования:по ПИ-законупо ПИД-закону+++++++Выходной электрический усилитель:на электронной лампе серийный магнитный усилительспециальный магнитный усилительс применением ИМС и-К+++++4-транзисторов 1 Частотно-чувствительный элемент:резонансный контур LCдвойной Т-образный контур RCинтегратор, управляемый частотой Формирование нзодромной обратной связи:по положению сервомотора направляющего аппарата 2по выходному сигналу+++++++++4-+-1-4-электрического интегратораДатчик задания сигналовМИЧ и АШМ:потенциометрсельсинэлектрический интегратор в режиме памяти4-++-I-+4-4Осноомые отличительные элементы панелей электрооборудованияТип панелейЭГРЭГР-МЭГР-2МЭГР-ИЭГР-1ТЭГР-ЗИЭГР-2И1Формирование основного сигнала регулирования:по ПИ-законупо ПИД-закону+++++++Выходной электрический усилитель:на электронной лампе серийный магнитный усилительспециальный магнитный усилительс применением ИМС и-К+++++4-транзисторов 1 Частотно-чувствительный элемент:резонансный контур LCдвойной Т-образный контур RCинтегратор, управляемый частотой Формирование нзодромной обратной связи:по положению сервомотора направляющего аппарата 2по выходному сигналу+++++++++4-+-1-4-электрического интегратораДатчик задания сигналовМИЧ и АШМ:потенциометрсельсинэлектрический интегратор в режиме памяти4-++-I-+4-4Таблица 9.4. Основные особенности панелей электрооборудованияТаблица 9.4. Основные особенности панелей электрооборудования105105
Параметр
Тип панели
ЭГР-1Т
[ ЭГР-2И1
Минимальная мертвая зона й, %
0,025
0,01
Искусственно вводимая мертвая зона fa. %
0-4- ±2
±0,5
Диапазон устройства задания частоты на холостом ходу, %
±10
±10
Точность поддержания частоты на холостом ходу, %
±0,2
±0,2
Постоянная времени изодрома Td, с
0—25
0—20
Временная неравномерность регулятора б,, %
0-100
0-100
Статизм регулятора Ьр, %
0—10
0—10
Постоянная времени ускорения Т„, с
0—1
0-1,5
Коэффициент, характеризующий частотный диапазон дем-
0,1
0,1
ствия ускорения К
Коэффициент усиления частотно-чувствительного элемента
1
1
Постоянная времени интегрирующего усилителя Ти, с
0,03
0,02
Постоянная времени интегратора мощности Тр, с
—
0-50
Постоянная времени сервомотора следящей системы регуля-
0,2—
0,55
тора Т,. с
Параметр
Тип панели
ЭГР-1Т
[ ЭГР-2И1
Минимальная мертвая зона й, %
0,025
0,01
Искусственно вводимая мертвая зона fa. %
0-4- ±2
±0,5
Диапазон устройства задания частоты на холостом ходу, %
±10
±10
Точность поддержания частоты на холостом ходу, %
±0,2
±0,2
Постоянная времени изодрома Td, с
0—25
0—20
Временная неравномерность регулятора б,, %
0-100
0-100
Статизм регулятора Ьр, %
0—10
0—10
Постоянная времени ускорения Т„, с
0—1
0-1,5
Коэффициент, характеризующий частотный диапазон дем-
0,1
0,1
ствия ускорения К
Коэффициент усиления частотно-чувствительного элемента
1
1
Постоянная времени интегрирующего усилителя Ти, с
0,03
0,02
Постоянная времени интегратора мощности Тр, с
—
0-50
Постоянная времени сервомотора следящей системы регуля-
0,2—
0,55
тора Т,. с
Таблица 9.3. Основные технические данные регуляторов с панелями ЭГР-1Т и ЭГР-2И1
Таблица 9.3. Основные технические данные регуляторов с панелями ЭГР-1Т и ЭГР-2И1
Осноомые отличительные элементы панелей электрооборудования
Тип панелей
ЭГР
ЭГР-М
ЭГР-2М
ЭГР-И
ЭГР-1Т
ЭГР-ЗИ
ЭГР-2И1
Формирование основного сигнала регулирования:
по ПИ-закону
по ПИД-закону
+
+
+
+
+
+
+
Выходной электрический усилитель:
на электронной лампе серийный магнитный усилитель
специальный магнитный усилитель
с применением ИМС и
-К
+
+
+
+
+
4-
транзисторов 1 Частотно-чувствительный элемент:
резонансный контур LC
двойной Т-образный контур RC
интегратор, управляемый частотой Формирование нзодромной обратной связи:
по положению сервомотора направляющего аппарата 2
по выходному сигналу
+
+
+
+
+
+
+
+
+
4-
+
-1-
4-
электрического интегратора
Датчик задания сигналов
МИЧ и АШМ:
потенциометр
сельсин
электрический интегратор в режиме памяти
4-
+
+
-I-
+
4-
4
Осноомые отличительные элементы панелей электрооборудования
Тип панелей
ЭГР
ЭГР-М
ЭГР-2М
ЭГР-И
ЭГР-1Т
ЭГР-ЗИ
ЭГР-2И1
Формирование основного сигнала регулирования:
по ПИ-закону
по ПИД-закону
+
+
+
+
+
+
+
Выходной электрический усилитель:
на электронной лампе серийный магнитный усилитель
специальный магнитный усилитель
с применением ИМС и
-К
+
+
+
+
+
4-
транзисторов 1 Частотно-чувствительный элемент:
резонансный контур LC
двойной Т-образный контур RC
интегратор, управляемый частотой Формирование нзодромной обратной связи:
по положению сервомотора направляющего аппарата 2
по выходному сигналу
+
+
+
+
+
+
+
+
+
4-
+
-1-
4-
электрического интегратора
Датчик задания сигналов
МИЧ и АШМ:
потенциометр
сельсин
электрический интегратор в режиме памяти
4-
+
+
-I-
+
4-
4
Таблица 9.4. Основные особенности панелей электрооборудования
Таблица 9.4. Основные особенности панелей электрооборудования
105
105
каналу изменения мощности гидроагрегата, так как реализация сигнала от механизма изменения мощности (МИМ) связана с действием изодрома (затягиванием переходного процесса).
Изодром пая обратная связь и статизм взяты от промежуточного сервомотора (рис. 9.3,6). Высокое быстродействие системы по управляющему воздействию от МИМ в этой схеме достигается тем, что сигнал от МИМ, кроме прямого канала, подается на изодром, чем компенсируется влияние изодро- ма на скорость реализации командного сигнала.
Из одром пая обратная связь и статизм взяты с выходаэлек- трического интегратора (рис. 9.3, в). В этом случае гидромеханическая часть является следящей системой. Высокое быстродействие со стороны МИМ обеспечивается тем, что сигнал управления подается непосредственно на вход следящей системы н реализация управляющих воздействий не зависит от параметров статизма и нзодрома. В отличие от рассмотренных выше схем в этой схеме предусмотрена возможность введения ускорения, что обеспечивает формирование сигнала по ПИД-за- кону.
Гидромеханические регуляторы. Последними модификациями гидромеханических регуляторов скорости являются регуляторы механические типа РМ, ■предназначенные для управления радиально-осевыми гидротурбинами, и типа РКМ (с комбинаторной связью) —для управления поворотно-лопастными гидротурбинами. Регуляторы РМ выпускаются с главными золотниками диаметром 60 и 100 мм, регуляторы РКМ — с главными золотниками диаметром 100 и 150 мм. Соответственно диаметрам золот- 104
ников регуляторы имеют обозначения: РМ- 60, РМ-100, РКМ-100, РКМ-150.
Основные технические характеристики гидромеханических регуляторов представлены в табл. 9.1. В настоящее время гидромеханические регуляторы выпускаются только по специальным заказам. Особенности этих регуляторов и их схемы более подробно приведены в (9].
ЭЛЕКТРОГИДРАВЛ ИЧЕСКИЕРЕГУЛЯТОРЫ
Развитие энергетики, объединение энергосистем, создание гидроагрегатов большой единичной мощности и строительство многоагрегатных ГЭС предъявило новые требования к регуляторам гидротурбин:
обеспечение группового регулирования частоты и активной мощности несколькими или всеми гидроагрегатами ГЭС;
возможность ввода большого количества управляющих воздействий от системной автоматики ГЭС;
осуществление связи с управляющей вычислительной машиной, задающей оптимальный режим работы гидроагрегата;
возможность изменения стабилизирующих параметров регулятора при изменении режима работы гидроагрегата.
Перечисленные выше функции наиболее эффективно выполняются электрогид- равличсскими регуляторами.
Регуляторы выпускаются в соответствии с ГОСТ 12405—81 «Регуляторы элек- трогидравлическне для гидравлических турбин. Технические условия» и предназначены для управления радиально-осевыми. поворотно-лопастными п ковшовыми гидротурбинами, а также пасос-турбинами.
Электрогидравлические регуляторы по числу регулирующих органон изготавли
ваются в двух исполнениях: ЭГР — для гидротурбин с одним регулирующим органом (без комбинатора); ЭГРК — для гидротурбин с двумя регулирующими органами (с комбинатором). В состав электрогидравли- чсского регулятора входят: панель электрооборудования; гидромеханическая колонка управления; механизм Обратной связи, формирующий электрический сигнал обратной связи по положению сервомотора направляющего аппарата (или вспомогательного сервомотора); командоаппарат с путевыми контактами по положению сервомотора направляющего аппарата.
Панель электрооборудования является ■ унифицированной, т. с. единой для всех типов регуляторов независимо от типа гидромеханической колонки.
Панели электрооборудования по типу усилительных элементов, применяемых в основном канале регулирования, имеют следующие обозначения (модификации) элек- трогидравлического регулятора: па электронных лампах —ЭГР: на серийных магнитных усилителях—ЭГР-М; на специаль
ных магнитных усилителях—ЭГР-2М; на транзисторных усилителях — ЭГР-1Т; на интегральных микросхемах — ЭГР-2И1.
Регулятор в целом имеет обозначение, отражающее исполнение электрической и гидромеханической частей. Например, регулятор для радиально-осевой гидротурбины с панелью электрооборудования ЭГР-1Т и гидромеханической колонкой 5-го исполнения с главным золотником диаметром 150 мм имеет обозначение ЭГР- 1Т-150-5.
В табл. 9.2 приведены все типы элек- трогидравлическнх регуляторов, выпущенных ПО ЛЛ43 с 1961 г. а в табл. 9.3 — основные технические параметры регуляторов с панелями ЭГР-1Т и ЭГР-2И1. Термины, определения и обозначения параметров регулятора в табл. 9.3 даны в соответствии с рекомендациями МЭК (публикация № 308).
ЭЛЕКТРИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ ЭГР
Электрическая часть регулятора выполнена в виде панели электрооборудования, в которой расположены электронные.
Продолжение табл. 9.4
Основные отлияительиме элементы панелей электро* оборудования
Тип панелей
ЭГР
ЭГР-М
ЭГР-2М
ЭГР-И
ЭГР-1Т
ЭГР-2И
ЭГР-2И1
Привод механизмов МИЧ и
МИМ:
электродвигатель по*
+
+
стояшюго тока
электродвигатель переменного тока
контакты управляю-
4-
+
+
+
щего реле
Конструктивное выполне-
мне механизма изменения частоты и мощности:
единыймеханизм
мичм
раздельные механизмы
+
4~
+*
+
+
+
4-
МИЧ и МИМ
Способ подачи сигнала для
повышения быстродействия отработки управ-
ляющего сигнала:
под изодром
на вход следящей сн-
+
+
+
+
4-
стемы
Катушка электрогядрав-
лпческого преобразова-
теля:
с двумя обмотками (основной и пусковой)
с одной обмоткой
+4
+
+
+’
+
+
+
Искусственновводимая
мертвая зона:
регулируемая нерегулируемая
+
4-
4*
Автоматическая подгонка
4-
+
частоты
Усилитель управления ме-
ханнзмом настройки по напору:
на электронных лам-
+
пах на транзисторах с применением инте-
+6
+
+
+
+
4~
+
тральных микросхем и транзисторов
Датчик сигнала частоты
вращения гидроагрегата ?:
регуляторный генера-
+
+
4-
+
+
+
4-
тор измерительные транс-
+
4-
форматоры напряже-
ния и тока
специальный датчик
4"
Продолжение табл. 9.4
Осмояиые отличительные
Тни пэнс.
сП
элементы панелей элсктро- оборудопаипя
ЭГР
ЭГР-М
ЭГР-2М
ЭГР-И
ЭГР-1Т
ЭГР-2И
ЭГР-2Ш
Источник питания регулятора:
регуляторный генератор
сеть оперативного тока ГЭС
сеть собственных нужд ГЭС
4-
4-
4-
4-
4-
4-
4-
4-
4-
По принципу широтно-импульсной модуляции.
1 Для регуляторов ЭГРК-2М-250-3 по положению промежуточного сервомотора
• Механизмы размещены а гидромеханической колонке регулятора.
* Основная обмотка выполнена со средней точкой.
Управляющая обмотка электродвигателя.
В последних модификациях панелей.
1 Выбор датчика для конкретной ГЭС производится генподрядчиком.
радиотехнические и электрические элементы, измеряющие отклонение частоты вращения гидроагрегата от номинального значения, формирующие основной сигнал регулирования, суммирующие и преобразующие сигналы управления и сигналы обратных связей, усиливающие основной сигнал регулирования до уровня, необходимого для управления электрогидравлическим преобразователем. Кроме того, панель содержит электромагнитные реле, позволяющие воспринимать и передавать командные сигналы от устройств автоматики гидроагрегата, управлять исполнительными механизмами гидромеханической колонки, выдавать предупредительную сигнализацию, включать цепи защиты гидроагрегата и автоматически переключать цепи регулятора при изменении режимов работы гидроагрегата.
В табл. 9.4 и 9.5 даны основные конструктивные особенности панелей электрооборудования электрогидравлических регуляторов. Панели электрооборудования всех типов изготавливает ленинградский завод «Электропульт» (панели опытной серии типа ЭГР-И были выпущены ленинградским придприятием). Некоторые сведения о панелях ЭГР, ЭГР-М, ЭГР-2М и др. даны в [8].
На рис. 9.4 показана функциональная схема регулятора с панелью ЭГР-2И1.
Электрическая часть регулятора (25) выполнена таким образом, что для его работы не требуется регуляторного генератора, который традиционно использовался как источник питания регулятора и датчик сигнала отклонения частоты вращения гидроагрегата от номинального значения. В панели ЭГР-2И1 источником питания является напряжение переменного тока 220 В с резервированием его от напряжения постоянного тока 220 В, а датчиком сигнала отклонения частоты — измерительные трансформаторы напряжения ИТНГ и тока ИТТГ главного генератора Г.
Если на гидроагрегате предусмотрена установка регуляторного генератора, то сигнал отклонения частоты может быть взят от линейного или фазного напряжения регуляторного генератора (по усмотрению проектировщика).
Сигнал fr полается на вход частотно- чувствительного элемента ЧЧЭ-1, который является высокочувствительным измерительным преобразователем частоты на интегральных микросхемах, обладающим достаточно стабильными характеристиками при изменении значения напряжения входного
Таблица 9.5. Конструктивные особенности панелей электрооборудования
Тип панели
Конструктивное исполнение
Монтаж
Габаритные размеры, мм
Масса,
ЭГР
Закрытое
Навесной
600X550X2090
350
ЭГР-М
>
600X 550X2090
300
ЭГР-2М
>
>
600X550X2090
320
ЭГР-1Т
Открытое
Печатный
670X540X2285
250
ЭГР-2И
>
570X540X2400
240
ЭГР-2И1
>
>
335X575X2400
150
Рис, 9.4. Функциональная схема регулятора с
панелью электрооборудования ЭГР-2И1
сигнала в пределах от 0,5 до 200 В, что обеспечивает нормальную работу регулятора при невозбужденном генераторе. Схема ЧЧЭ-1 не исключает возможность его подключения к регуляторному генератору или другому датчику частоты, обеспечивающему контроль частоты вращения гидроагрегата. Выходной сигнал с ЧЧЭ-1 поступает на устройство, служащее для введения в случае необходимости мертвой зоны fd регулятора. Наличие такого устройства позволяет устранить реагирование системы регулирования на небольшие отклонения частоты в энергосистеме и тем самым уменьшить износ гидромеханических устройств системы регулирования.
Далее сигнал через дифференцирующий контур, создающий воздействие по ускорению, поступает на вход усилителя НЗА2. Изменение постоянной времени дифференцирующей цепи производится переключателем. При каждом положении псреклкь чателя включается определенный конденсатор, обеспечивающий изменение времени Гл.
Усилитель НЗА2 предназначен для ограничения максимальной скорости, изменения сигнала главного интегратора НЗА4, а
также для суммирования входных сигналов от устройства изменения частоты (УИЧ), статизма Ьр и изодромной обратной связи bt, Та.
Выходной сигнал с усилителя НЗА2 поступает на вход главного интегратора НЗЛ4, представляющего собой усилитель на интегральной микросхеме. Он имеет большой коэффициент усиления, охвачен емкостной обратной связью и, таким образом, выполняет функцию, аналогичную гидравлическому сервомотору. По выходному напряжению интегратора взяты изодромная обратная связь и статизм. Напряжение от главного интегратора поступает в цепь статизма и изодрома через промежуточный усилитель НЗЛЗ, который является сумматором выходного напряжения главного интегратора и напряжения от устройства изменения мощности УИМ. Настройка параметров- изодрома производится раздельно для работы гидроагрегата на холостом ходу и под нагрузкой. Переключение выбранных уставок осуществляется автоматически при включении гидроагрегата под нагрузку контактами реле режима работы турбины К/ (нагрузка — холостой ход). В цепь изолро- ма включен усилитель НЗЛ1. исключающий
взаимное влияние друг на друга уставок интенсивности и времени изодрома.
Устройство изменения частоты Н5Л4 и мощности Н5Л5 выполнены в виде электрических интеграторов, способных удерживать длительное время на неизменном уровне заданный сигнал. Как было указано выше, сигнал от УИМ подается на Ъход промежуточного усилителя НЗАЗ и далее в цепь изодрома я статизма. Такое включение позволяет практически нейтрализовать действие изодромной обратной связи при подаче сигнала через УЙМ и тем самым обеспечить высокое быстродействие по каналу задания мощности.
На вход главного интегратора НЗЛ4 кроме основного сигнала по частоте подаются также сигналы от устройств электрического ограничения Н4АЗ (сверху) и Н4А4 (снизу). Ограничитель Н4АЗ обеспечивает задание пускового открытия направляющего аппарата с коррекцией его при изменении действующего напора. Ограничитель Н4А4 обеспечивает ограничение минимальной мощности гидроагрегата при работе его под нагрузкой и ограничение минимального открытия направляющего аппарата при сбросе нагрузки. Выходной сигнал от главного интегратора подается на вход усилителя Н9Л1. На вход этого же усилителя поступает сигнал обратной связи по положению направляющего аппарата (в случае, когда обеспечивается отработка задания по открытию) или сигнал по открытию направляющего аппарата, скорректированный по фактической мощности (в случае, когда обеспечивается отработка по мощности). Выбор режима работы производится переключением контактов реле корректоров мощности К2.
Сигнал обратной связи по положению направляющего аппарата формируется вращающимся трансформатором ВТ, ротор которого связан с сервомотором направляющего аппарата. Питание ВТ осуществляется напряжением переменного тока частотой 400 Гц. Напряжение переменного тока, пропорциональное открытию направляющего аппарата, преобразуется фазо-чувствительным выпрямителем ФЧВ в напряжение постоянного тока к подается на входы усилителя Н4А2 и вспомогательного интегратора Н4А1. Выходное напряжение от усилителя Н4А2 также подается на вход интегратора H4AL Такая схема позволяет на входе усилителя Н9Л1 получить сигнал, пропорциональный положению сервомотора направляющего аппарата при режиме отработки задания по открытию.
В режиме отработки задания по мощности сигнал по открытию направляющего аппарата на входе вспомогательного интегратора Н4Л1 заменяется на сигнал по фактической мощности, формируемый измерительным преобразователем мощности ИПМ. В качестве ИПМ используется серийно выпускаемый датчик, подключаемый к изме
рительному трансформатору напряжения ИТНг и измерительному трансформатору тока ИТТГ генератора и дающий на выходе унифицированный сигнал в диапазоне 0— 5 мА, соответствующий изменению мощности от 0 до 100 %.
Постоянная времени вспомогательного интегратора Н4А1 выбирается исходя из конкретных параметров гидроагрегата для обеспечения устойчивости регулирования при отработке задания по мощности.
Выходной сигнал усилителя Н9А1 поступает па вход сумматора С, особенностью которого является то, что он обеспечивает * суммирование напряжении постоянного и переменного тока. Напряжение переменного тока подастся на вход сумматора от специального генератора низкой частоты (ГНЧ), что вызывает появление переменной составляющей в катушке электрогидра- влического преобразователя (ЭГП). Колебания катушки с заданной амплитудой способствуют повышению чувствительности работы ЭГП.
В случае, когда в регуляторе применяется ЭГП с электрической обратной связью, на вход сумматора подается напряжение переменного тока частотой 400 Гц от датчика обратной связи, пропорциональное положению выходного штока ЭГП.
Таким образом, суммарный электрический сигнал регулирования, усиленный до необходимой мощности выходным усилителем (ВУ), поступает на катушку ЭГП, преобразуется в механическое перемещение штока и далее через гидроусилитель (ГУ) воздействует на главный золотник (ГЗ), управляющий сервомотором направляющего аппарата (ИА) гидротурбины (Т).
Регулятор позволяет использовать два метода синхронизации гидроагрегата: ручную точную синхронизацию и автоматическую подгонку частоты вращения гидроагрегата к частоте сети.
В первом случае изменение частоты вращения производится от ключа, воздействующего на УИЧ. Для удобства эксплуатации таких ключей может быть несколько. Они располагаются на панели электрооборудования, в гидромеханической колонке регулятора и на пульте управления, включены параллельно н приоритета друг перед другом не имеют.
Для обеспечения автоматической подгонки частоты вращения гидроагрегата к частоте сети в регуляторе предусмотрен второй частотно-чувствительный элемент (ЧЧЭ- П), который аналогичен первому и подключен к измерительному трансформатору напряжения сети (ИТНС), с которой синхронизируется гидроагрегат. При включении автоподгонки контактом реле КЗ выходной сигнал от ЧЧЭ-П подключается на вход суммирующего усилителя П5А2. УИЧ включается в режим слежения за сигналом частоты сети fc и его напряжение на входе усилителя НЗА2 суммируется с напряже-
пнем от ЧЧЭ-1. Для того чтобы обеспечить необходимое для синхронизации скольжение, в панели предусмотрен промежуточный усилитель H5AI, на входе которого суммируются сигналы от статизма Ь„ п уставки скольжения Д$.
Выходное напряжение от Н5А1 поступает на вход Н5А2. Такая схема позволяет сохранять заданное скольжение независимо от изменения действующего напора благодаря тому, что на вход усилителя НЗА2, а следовательно, и главного интегратора НЗА4 вместе с сигналами /с и As подключается сигнал Ьр, нейтрализующий установленное значение статизма. Изменение мощности гидроагрегата при работе под нагрузкой в режиме индивидуального регулирования производится через УИМ, управление которым осуществляется дистанционно от того же ключа, которым изменяется частота вращения на холостом ходу. Пере- ключепие управления с УИЧ на УЙМ производится автоматически в зависимости от режима работы гидроагрегата.
При переводе регулятора в режим группового регулирования контактом реле К4 УИМ включается с режим слежения за сигналом центрального задатчика активной нагрузки (ЦЗАН). Сигнал от ЦЗАН поступает на вход промежуточного усилителя Н5АЗ, куда также поступает сигнал от УИМ. Тем самым в режиме группового управления обеспечивается отработка сигнала по быстродействующему каналу. При выходе регулятора из режима группового регулирования не происходит изменения мощности гидроагрегата, так как сигнал задания в режиме группового регулирования задается через УИМ.
Электромагнитные реле, входящие в панель электрооборудования, составляют релейную часть регулятора, которая обеспечивает автоматический пуск и остановку гидроагрегата, перевод его в режим синхронного компенсатора, перевод на холостой ход при сбросе нагрузки и защиту турбины при сбросе нагрузки в случае неисправности регулятора.
На рис. 9.5 представлена конструкция пяпелн электрооборудования ЭГР-2И1. Па- пель выполнена с максимальным применением интегральных микросхем, что позволило уменьшить габаритные размеры и массу папеля по сравнению с панелями ЭГР- 1Т я ЭГР-2И. Панель представляет собой односекционную стойку, содержащую пять блоков. С задней стороны блоков расположены штепсельные разъемы, с лицевой стороны— самоутаплнвающиеся ручки, позволяющие в случае необходимости легко извлечь блок нз стойки. На верхней части лицевой панели каждого нз блоков латинскими буквами нанесено условное обозначение каждого нз блоков: В, G, Н, L и N. В таком порядке блоки размещены в стойке сверху вниз. Внутри блоков установлены специальные направляющие для размеще
ния субблоков, на которых расположены элементы, соединенные печатным монтажом. Субблоки также имеют штепсельные разъемы. Блоки выполняют следующие функции.
Блок питания В формирует вторичные напряжения литания регулятора ±12,5 п 24 В. О наличии этих напряжений сигнализируют две лампочки, расположенные на лицевой панели этого блока.
Блок приборов G состоит из контрольно-измерительных приборов, которые показывают: частоту вращения гидроагрегата (элсктротахометр); открытие направляющего аппарата; положение механизма ограничения открытия. Все приборы узкопрофильного типа, вместо стрелок имеют световые указатели.
Блок электронного регулирования Н формирует основной электрический сигнал регулирования. С задней стороны блока расположены ручки настройки стабилизирующих параметров регулятора bP, bt, Td> Тп, Тр, а также тумблеры для включения мертвой зоны и перевода регулятора в режим группового регулирования. С задней стороны также установлены контрольные гнезда для подключения измерительных приборов. На лицевой стороне блока находится сигнальная лампа, которая загорается при переводе регулятора в режим группового регулирования.
Блоки релейной автоматики L и N содержат электромагнитные реле, обеспечивающие переключение цепей регулятора при изменении режимов работы гидроагрегата.
Между блоками Н и L расположена панель К с двумя ключами управления: один из них предназначен для изменения частоты и мощности гидроагрегата, а второй— для дистанционного воздействия на механизм ограничения открытия.
Над блоком В в верхней части панели расположен преобразователь напряжения Л, содержащий крупногабаритные детали (трансформаторы, дроссели и др.). В нижней части панели с обеих сторон размещены клеммники для подключения внешнего кабеля, который подводится через специальное окно в днище панели. Задняя часть панели закрыта двумя одностворчатыми дверьми, за которыми расположены провода, соединяющие блоки между собой и с выходным клеммником.
Для обеспечения работы гидроагрегата в режиме индивидуального регулирования в панели расположены следующие электрические устройства управления и настройки: УИЧ, позволяющее изменять частоту вращения гидроагрегата при его работе на холостом ходу; УИМ, позволяющее изменять мощность гидроагрегата при работе его под нагрузкой; переключатель изменения статизма; язодромпое устройство для обеспечения устойчивости системы регулирования; устройство для введения производной сиг-
Рис. 9.5. Панель электрооборудования ЭГР-2И1:Рис. 9.5. Панель электрооборудования ЭГР-2И1:
Рис. 9.5. Панель электрооборудования ЭГР-2И1:
Рис. 9.5. Панель электрооборудования ЭГР-2И1:
/ — сигнальная лампа; Z —«верительный прибор; 3 — ключ управления МОО; 4 — ключ управления УИЧ и УИМ; 5 — ручки настройки регулятора; 6—клеммник; 7 — окно для ввода кабеля; 8 — задняя панель блока К
пяла по частоте (ускорение); устройство для искусственного введения мертвой зоны; устройство для обеспечения обратной связи по активной мощности.
В табл. 9.6 приведены параметры нзо- дромного устройства в зависимости от положения переключателей, задающих значения интенсивности bt и времени изодрома Td для панелей ЭГР-2И1 и ЭГР-1Т.
Ниже даны значения времени ускорения Тп в зависимости от положения переключателя. расположенного в блоке Н панели ЭГР-2И1:
Положение переключателя .0123456
Гл, с 0 0,2 0,5 0,7 1 1,3 1,5
Для панели ЭГР-1Т значение Тп определяется числом включенных тумблеров: Число включенных тумблеров. .01234
Гл, с 0 0,25 0,5 0,751
Регуляторы, комплектуемые панелями ЭГР-2И1, имеют ряд преимуществ по сравнению с регуляторами, изготавливаемыми ранее:
ограничение пускового открытия направляющего аппарата выполнено электрическим путем;
обеспечивается автоматическая коррекция пускового открытия направляющего аппарата в зависимости от действующего напора;
Таблица 9.6. Параметры нзодромного устройства
Тил панели
Параметр
Положение переключателя
0
1
о
3
4
5
6
7
8
9
10
ЭГР-2И1
Ьь %
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
ЭГР-1Т
Td- с
0.5
2
4
6
8
10
12
14
16
18
20
Ьь %
0
4
7
12
24
30
36
48
60
80
100
Td. с
2
3,5
5
7
9
11,5
13,5
16
18
20
25
устройства изменения частоты и мощности выполнены безмоторными;
обеспечивается электрическим путем ограничение закрытия направляющего аппарата при работе на холостом ходу (или при сбросе нагрузки);
предусмотрено ограничение минимальной мощности при работе гидроагрегата в мощную энергосистему;
при автоматической подгонке частоты вращения гидроагрегата к частоте сети предусмотрено постоянство значения скольжения при изменении действующего напора;
панель рассчитана на подключение дистанционных указателей частоты вращения, положения направляющего аппарата и ограничителя открытия с унифицированным сигналом в диапазоне 0—5 мА;
при переводе регулятора в режим группового управления обеспечивается плавное изменение мощности до уровня, заданного системой группового регулирования;
обеспечивается работа регулятора от унифицированных входных сигналов: центрального задатчика группового регулирования— от 10 до 4-10 В, датчика активной мощности гидроагрегата и датчика действующего напора — от 0 до 5 мА;
отработка задания мощности производится по открытию направляющего аппарата или по фактической мощности (в зависимости от положения тумблера в панели).
9Л. ГИДРОМЕХАНИЧЕСКАЯ ЧАСТЬЭГР
Гидромеханическая часть ЭГР представляет собой комплекс электромеханических к гидромеханических устройств, предназначенных для преобразования электрических сигналов, поступающих от электрической части регулятора, в соответствующие перемещения регулирующих органов гидротурбины. Конструктивно гидромеханическая ^асть ЭГР выполнена в виде колонки управления.
В зависимости от работоспособности -сервомоторов регулирующих органов турбины гидромеханические колонки управления как ЭГР, так и ЭГРК выполняются с главными золотниками разных типоразмеров.
Блоки главных золотников диаметром 100 и 150 мм крепятся к колонке снизу. Блоки золотников диаметром 200 и 250 мм устанавливаются на специальной фундаментной раме под колонкой управления и связаны с колонкой соответствующими тягами и маслопроводами.
Главные распределительные золотники соединены трубопроводами с маслонапорной установкой и сервомоторами регулирующих органов турбины. С помощью тросовых передач гидромеханическая колонка соединяется с сервомоторами регулирующих органов турбины. Это обеспечивает обратную связь к колонке от исполнительных органов управления турбины. Гидромеханические колонки работают при давлении масла 4 МПа. В настоящее время созданы серийные регуляторы, рассчитанные на давление 6,3 МПа.
Типы гидромеханических колонок н их особенности приведены в табл. 9.7.
Гидромеханическая колонка управления типа ЭГР во всех модификациях имеет одни и те же габаритные размеры. На рис. 9.6 представлена колонка управления типа ЭГР-100(150)-11. Размеры, обозначенные на рис. 9.6 буквами, представлены в табл. 9.8.
11а лицевой стейке колонки управления расположены следующие контрольно- измерительные приборы, указатели и элементы управления:
главный указатель, показывающий открытие направляющего аппарата и положение механизма ограничения открытия;
электротахометр, показывающий частоту вращения турбины;
балансный прибор, показывающий значение управляющего тока в катушке магнитоэлектрического преобразователя и его направление;
сигнальные лампы, показывающие положение стопора направляющего аппарата;
маховичок управления механизмом ограничения открытия;
ключ управления устройствами изменения частоты и мощности.
Схема гидромеханической колонки управления ЭГР-100(150) -1 1 представлена на рис. 9.7.
Рис. 9.6. Гидромеханическая колонка управления ЭГР-100(150)-11:Рис. 9.6. Гидромеханическая колонка управления ЭГР-100(150)-11:/ — главный золотник: 5 — трос обратной связи направляющего аппарата; 3 — маховичок управления МОО; 4 —тахометр; 5 —- балансный прибор; 6 — телефон: 7 —указатель положения направляющего аппарата и ограничителя; 8— сигнальные лампы стопора; 9— ключ управления УИЧ и УИМ/ — главный золотник: 5 — трос обратной связи направляющего аппарата; 3 — маховичок управления МОО; 4 —тахометр; 5 —- балансный прибор; 6 — телефон: 7 —указатель положения направляющего аппарата и ограничителя; 8— сигнальные лампы стопора; 9— ключ управления УИЧ и УИМАвтоматическое управление турбиной осуществляется при положении «Автомат» рукоятки 19 и отведенном вверх штоке механизма ограничения открытия 6. Сигнал управления, сформированный в панели электрооборудования, поступает в катушку 13. подвешенную на пружинах и расположенную в кольцевом зазоре постоянного магнита (МЭП) 14.
Рис. 9.6. Гидромеханическая колонка управления ЭГР-100(150)-11:
Рис. 9.6. Гидромеханическая колонка управления ЭГР-100(150)-11:
/ — главный золотник: 5 — трос обратной связи направляющего аппарата; 3 — маховичок управления МОО; 4 —тахометр; 5 —- балансный прибор; 6 — телефон: 7 —указатель положения направляющего аппарата и ограничителя; 8— сигнальные лампы стопора; 9— ключ управления УИЧ и УИМ
/ — главный золотник: 5 — трос обратной связи направляющего аппарата; 3 — маховичок управления МОО; 4 —тахометр; 5 —- балансный прибор; 6 — телефон: 7 —указатель положения направляющего аппарата и ограничителя; 8— сигнальные лампы стопора; 9— ключ управления УИЧ и УИМ
Электромагнитное поле катушки, взаимодействуя с магнитным полем постоянного магнита, вызывает движение катушки в ту или иную сторону в соответствии с направлением поданного сигнала. Катушка жестко связана с заслонкой гидроусилителя 15, которая, смещаясь, изменяет расход масла из сопл и, таким образом, перераспределяет давление масла в полостях над и под поршнем 17, в результате чего поршень изменяет свое положение. Поршень является одновременно и управляющим золотником поршня 23. который через распор и рычажную передачу действует на побудительный золотник 35. Плунжерный датчик 22 обеспечивает электрическую обрат
ную связь по положению поршня 23, уравновешивая входной сигнал управления, подаваемый п МЭП.
Смещение побудительного золотинка 35 вызывает изменение давления п полости вспомогательного сервомотора 33 главного золотника регулятора 34, в результате чего смещается главный золотник. Роль обратной связи между вспомогательным сервомотором и побудительным золотником выполняет соединяющий их рычаг. Главный золотник управляет сервомотором направляющего аппарата. Электрическая обратная 'связь от сервомоторов осуществляется механизмом обратных связей 29 с помощью вращающихся трансформаторов 31.
Для ограничения скорости движения сервомоторов направляющего аппарата главный золотник имеет регулируемые упоры. Управление направляющим аппаратом от действия механизма ограничения открытия 6 может осуществляться вручную с помощью маховичка 16 или дистанционно включением электродвигателя. В этом случае рукоятка 19 электрогидравличсского
ИЗИЗ
ИЗ
ИЗ
8 Зак. 905
114
1
5
ЗЕ
Я g
1 t
5
в
9-oi-dje
++4-4-
M-dJGM
++4-4-
i
£
E
яж-Mdje
++4-+
S-OCtMdJG
++4-4-
H00l)0St-MdJG
4-4-4-4-4-4-
C'(OOZ) OK-MdJG
++4-4-
z-(o$n ooi-Xdae
+ ++4-4-+
(osi) oot-UdJe
4-4-4-4-4-
f
^
О Dm
Z140Sl)001-dJG
4.4.4--}-4-
. n40Sl)00l-dJG
4-4-4-4-4-
6-osi-dae
4-4-4-4-
841-dJG
4-4-4-4-
Z-0I-dJ€
4-4-4-4-
s-ooi-dje
4-4-4-4-
OI-OSl-dJG
4-4-4-4-
HOSI) 001-dJG
4-4-4-4-4-
£-<OCI) 001-dJG
4-4-4—Ь4-4-
OSI-dJ€
4-4-4-4-
is
£ £ к
SSg.
IF
F
O>° Ю«XD£
H«о £ CQОo
=ю^п-^ч = = па5 .|5«. g|k$ хи
8 2“ =5"5 °-S
4m«4>>^
Таблица 9.7. Основные особенности гидромеханических колонок управления
фиксатор
Продолжение табл. 9.7
Тип гидромеханических колонок управления
Основные конструктивныеособенности колонокуправления
Дублирующие приборы: сельсины потенциометры
Телефон в колонке управления
Масса колонки с блоком золотников, т, для золотника диаметром, мм:
10
70
100
150
200
250
' Дли ’ Для 1 Для
паиелк
панели
ЭГР-2М.
ЭГР-ГГ.
ЭГР>2И1.
4 Для насосного режима.
РО турбин
ПЛ турбин
ковшовых турбин
5
§
8
3
0,82
0,83
0,85
0,83
1,25
1,15
1,26
1.17
1,29
1,45
1,22
1,82
1,4
1,68
1.4
1,68
1,62
2,1
1,65
2,1
3,55
3,65
1,65
2,12
2,15
3,55
Примечания: I. Прочерк в 2. Колонки ЭГР-10-8 и ЭГР-150-9 3. Габаритные размеры колонки ковшовых турбин 800 X 500 X 1750.
таблице указывает
на отсутствие
применяются для насос-турбнн. управления (без золотника), мм.
элементов.
составляют для
РО турбин 800 X 300 X
1715. для ПЛ
турбин
800 X 700 X 1715.
иый сервомотор; 34 — главный золотник; 35—побудительный золотник
§5
'5 ।
155
'5
Закрытие
8?»
aai
駧8|
55 s г g г о » Г О
|levpwwe
Ксербопотору халрабляющега аппарата
Тип колонки0О|о.LинН,HiЭГР-100-1210010010042055210615240200318ЭГР-150-1215015015050065250730306230408ЭГРК-100-4100150200200100225615240200350ЭГРК-150-4150200250250100225730306230430Тип колонки0О|о.LинН,HiЭГР-100-1210010010042055210615240200318ЭГР-150-1215015015050065250730306230408ЭГРК-100-4100150200200100225615240200350ЭГРК-150-4150200250250100225730306230430Таблица 9.8. Габаритные размеры колонки, ммТаблица 9.8. Габаритные размеры колонки, мм/маховкчок управления МОО; 2— ключ управления УИЧ н УИМ;3— сигнальные лампы стопора;4указатели положения лопастей рабочего колеса:5 — указатель положения направляющего аппарата и ограничителя; 6— тахометр; 7 — балансный прибор/маховкчок управления МОО; 2— ключ управления УИЧ н УИМ;3— сигнальные лампы стопора;4указатели положения лопастей рабочего колеса:5 — указатель положения направляющего аппарата и ограничителя; 6— тахометр; 7 — балансный приборРис. 9.8. Гидромеханическая колонка управления ЭГРК-100(150)-4:Рис. 9.8. Гидромеханическая колонка управления ЭГРК-100(150)-4:Рис. 9.9. Гидромеханическая колонка управления ЭГРК-200-6 (обозначения — см. рис. 9.8)Рис. 9.9. Гидромеханическая колонка управления ЭГРК-200-6 (обозначения — см. рис. 9.8)
Тип колонки
0
О|
о.
L
и
н
Н,
Hi
ЭГР-100-12
100
100
100
420
55
210
615
240
200
318
ЭГР-150-12
150
150
150
500
65
250
730
306
230
408
ЭГРК-100-4
100
150
200
200
100
225
615
240
200
350
ЭГРК-150-4
150
200
250
250
100
225
730
306
230
430
Тип колонки
0
О|
о.
L
и
н
Н,
Hi
ЭГР-100-12
100
100
100
420
55
210
615
240
200
318
ЭГР-150-12
150
150
150
500
65
250
730
306
230
408
ЭГРК-100-4
100
150
200
200
100
225
615
240
200
350
ЭГРК-150-4
150
200
250
250
100
225
730
306
230
430
Таблица 9.8. Габаритные размеры колонки, мм
Таблица 9.8. Габаритные размеры колонки, мм
/маховкчок управления МОО; 2— ключ управления УИЧ н УИМ;3— сигнальные лампы стопора;
4указатели положения лопастей рабочего колеса:5 — указатель положения направляющего аппарата и ограничителя; 6— тахометр; 7 — балансный прибор
/маховкчок управления МОО; 2— ключ управления УИЧ н УИМ;3— сигнальные лампы стопора;
4указатели положения лопастей рабочего колеса:5 — указатель положения направляющего аппарата и ограничителя; 6— тахометр; 7 — балансный прибор
Рис. 9.8. Гидромеханическая колонка управления ЭГРК-100(150)-4:
Рис. 9.8. Гидромеханическая колонка управления ЭГРК-100(150)-4:
Рис. 9.9. Гидромеханическая колонка управления ЭГРК-200-6 (обозначения — см. рис. 9.8)
Рис. 9.9. Гидромеханическая колонка управления ЭГРК-200-6 (обозначения — см. рис. 9.8)
преобразователя /8 устанавливается в положение «Ручное», что обеспечивает смещение поршня вверх и освобождение рычага побудительного золотника от действия распора ЭГП. Пусковое открытие направляющего аппарата при автоматическом пуске турбины осуществляется через ЭГП. В других модификациях регуляторов эта задача обеспечивается контактным устройством 6 механизма ограничения открытия.
Ограничение открытия турбины в зависимости от напора производится кулачком 11 механизма настройки по напору 10, который поворачивается в положение, соответствующее действующему напору, электродвигателем или вручную маховичком 9.
При автоматическом действии механизма настройки по напору электродвигатель получает сигналы управления от панели электрооборудования. Обратная связь по
положению кулачка // осуществляется потенциометром механизма 7.
Устройство выключателя 32 цепи про- тиворазгонной защиты контролирует положение главного золотника.
Контакт этого устройства нормально замкнут и размыкается только при смещении главного золотника в сторону закрытия.
Особенностью колонок управления ЭГР 5-го и 12-го исполнений является то, что в ней дополнительно установлены соленоидные механизмы пуска н холостого хода. Включение соленоида пуска производится контактом путевого выключателя Б при достижении МОО пускового положения (-30%).
При подаче сигнала аварийной остановки или потере напряжения оперативного тока соленоид обесточивается, что вызывает действие механизма остановки и со-
ответственно закрытие направляющего аппарата.
Соленоид холостого хода включается в период пуска турбины в момент достижения гидроагрегатом 80 % номинальной частоты вращения. При этом происходит изменение открытия направляющего аппарата от пускового до открытия несколько выше холостого хода. Этот соленоид включается также при сбросах нагрузки, препятствуя открытию направляющего аппарата выше указанного значения. Действие соленоида холостого хода позволяет защитить гидроагрегат от разгона при неисправностях автоматической части регулятора в период пуска и сброса нагрузки.
Гидромеханическая колонка управления ЭГРК. Внешний вид колонок управления ЭГРК-100(150)-4 я ЭГРК-200-6 показан на рис. 9.8 я 9.9. Габаритные размеры колонок представлены в табл. 9.8.
На лицевой стороне колонки расположены такие же приборы и указатели, как и в колонке ЭГР. Дополнительно установлен только указатель положения лопастей рабочего колеса. Внутри колонки управления ЭГРК кроме механизмов и приборов, установленных в колонке ЭГР, расположены следующие устройства:
комбинаторное устройство, обеспечивающее оптимальную с точки зрения КПД
Рис. 9.10. Схема гидромеханической колонки управления ЭГРК-100(150)-4:/—манометр: 2 — балансный прибор; 3 — тахометр; 4 — электромагнит защелкн: 5 —указатель положе-ния направляющего аппарата н ограничителя; б— указатель положения рабочего колеса: 7—механизмобратной связи по напору; 8 — кран; 9—механизм ограничения открытия: 10— контактное устройствоМОО; П — электродвигатель МОО; 12 — электромагнит управления лопастями рабочего колеса: 13 —электромагнит механизма программного закрытия; 14 — катушка магнитоэлектрического преобразователи;/5 — магнитоэлектрический преобразователь (НЭП); /6 — поршень механизма программного закрытия;/7—кран; /8 — электрогидравлический преобразователь (ЭГП); 19— поршень ЭГП; А? — поршень; 21 -—маховичок МОО; 22-—вел ограничителей; 23—электродвигатель механизме комбинатора: 24— мгле;25 — маховичок управления лопастями рабочего колеса; 26— механизм управления лопастями рабочегоколеса; 27 — клин ограничения открытия по напорч: 28— кулачок комбинатора: 59— поршень механизмауправления комбинатором; 30 — масляный фильтр: 31— вал обратной связи: 31—контакты командоап-парата; 3J — датчики обратный связей; 34 —контакт контроля положения золотянха; 35 — вспомога-тельный сервомотор: 36 — главный золотник; 37 —побудительный золотник; 38 — вспомогательный сер-вомотор: 39— главный золотник сервомотора рабочего колеса; 40—побудительный золотник; 41 — тра-верса обратной связи от рабочего колеса: 42— контакт контроля обрыва троса обратной связиРис. 9.10. Схема гидромеханической колонки управления ЭГРК-100(150)-4:/—манометр: 2 — балансный прибор; 3 — тахометр; 4 — электромагнит защелкн: 5 —указатель положе-ния направляющего аппарата н ограничителя; б— указатель положения рабочего колеса: 7—механизмобратной связи по напору; 8 — кран; 9—механизм ограничения открытия: 10— контактное устройствоМОО; П — электродвигатель МОО; 12 — электромагнит управления лопастями рабочего колеса: 13 —электромагнит механизма программного закрытия; 14 — катушка магнитоэлектрического преобразователи;/5 — магнитоэлектрический преобразователь (НЭП); /6 — поршень механизма программного закрытия;/7—кран; /8 — электрогидравлический преобразователь (ЭГП); 19— поршень ЭГП; А? — поршень; 21 -—маховичок МОО; 22-—вел ограничителей; 23—электродвигатель механизме комбинатора: 24— мгле;25 — маховичок управления лопастями рабочего колеса; 26— механизм управления лопастями рабочегоколеса; 27 — клин ограничения открытия по напорч: 28— кулачок комбинатора: 59— поршень механизмауправления комбинатором; 30 — масляный фильтр: 31— вал обратной связи: 31—контакты командоап-парата; 3J — датчики обратный связей; 34 —контакт контроля положения золотянха; 35 — вспомога-тельный сервомотор: 36 — главный золотник; 37 —побудительный золотник; 38 — вспомогательный сер-вомотор: 39— главный золотник сервомотора рабочего колеса; 40—побудительный золотник; 41 — тра-верса обратной связи от рабочего колеса: 42— контакт контроля обрыва троса обратной связи
Рис. 9.10. Схема гидромеханической колонки управления ЭГРК-100(150)-4:/—манометр: 2 — балансный прибор; 3 — тахометр; 4 — электромагнит защелкн: 5 —указатель положе-ния направляющего аппарата н ограничителя; б— указатель положения рабочего колеса: 7—механизмобратной связи по напору; 8 — кран; 9—механизм ограничения открытия: 10— контактное устройствоМОО; П — электродвигатель МОО; 12 — электромагнит управления лопастями рабочего колеса: 13 —электромагнит механизма программного закрытия; 14 — катушка магнитоэлектрического преобразователи;/5 — магнитоэлектрический преобразователь (НЭП); /6 — поршень механизма программного закрытия;/7—кран; /8 — электрогидравлический преобразователь (ЭГП); 19— поршень ЭГП; А? — поршень; 21 -—маховичок МОО; 22-—вел ограничителей; 23—электродвигатель механизме комбинатора: 24— мгле;25 — маховичок управления лопастями рабочего колеса; 26— механизм управления лопастями рабочегоколеса; 27 — клин ограничения открытия по напорч: 28— кулачок комбинатора: 59— поршень механизмауправления комбинатором; 30 — масляный фильтр: 31— вал обратной связи: 31—контакты командоап-парата; 3J — датчики обратный связей; 34 —контакт контроля положения золотянха; 35 — вспомога-тельный сервомотор: 36 — главный золотник; 37 —побудительный золотник; 38 — вспомогательный сер-вомотор: 39— главный золотник сервомотора рабочего колеса; 40—побудительный золотник; 41 — тра-верса обратной связи от рабочего колеса: 42— контакт контроля обрыва троса обратной связи
Рис. 9.10. Схема гидромеханической колонки управления ЭГРК-100(150)-4:/—манометр: 2 — балансный прибор; 3 — тахометр; 4 — электромагнит защелкн: 5 —указатель положе-ния направляющего аппарата н ограничителя; б— указатель положения рабочего колеса: 7—механизмобратной связи по напору; 8 — кран; 9—механизм ограничения открытия: 10— контактное устройствоМОО; П — электродвигатель МОО; 12 — электромагнит управления лопастями рабочего колеса: 13 —электромагнит механизма программного закрытия; 14 — катушка магнитоэлектрического преобразователи;/5 — магнитоэлектрический преобразователь (НЭП); /6 — поршень механизма программного закрытия;/7—кран; /8 — электрогидравлический преобразователь (ЭГП); 19— поршень ЭГП; А? — поршень; 21 -—маховичок МОО; 22-—вел ограничителей; 23—электродвигатель механизме комбинатора: 24— мгле;25 — маховичок управления лопастями рабочего колеса; 26— механизм управления лопастями рабочегоколеса; 27 — клин ограничения открытия по напорч: 28— кулачок комбинатора: 59— поршень механизмауправления комбинатором; 30 — масляный фильтр: 31— вал обратной связи: 31—контакты командоап-парата; 3J — датчики обратный связей; 34 —контакт контроля положения золотянха; 35 — вспомога-тельный сервомотор: 36 — главный золотник; 37 —побудительный золотник; 38 — вспомогательный сер-вомотор: 39— главный золотник сервомотора рабочего колеса; 40—побудительный золотник; 41 — тра-верса обратной связи от рабочего колеса: 42— контакт контроля обрыва троса обратной связи
турбины зависимость открытия лопастей рабочего колеса от открытия направляющего аппарата и напора ГЭС: принцип действия и конструкция комбинаторного устройства аналогичны устройству регулятора РКМ (У);
механизм ручного управления лопастями рабочего колеса;
механизм программного закрытия, осуществляющий в период сброса нагрузки закрытие направляющего аппарата до определенного значения вне зависимости от действия элсктрогидравлнческого преобразователя, а также обеспечивающий разворот лопастей рабочего колеса в этот период на пусковой угол. Это позволяет исключить полное закрытие направляющего аппарата при сбросе нагрузки и, таким образом, предотвратить аварийный подброс (всплытие) ротора гидроагрегата:
механизм автоматического управления лопастями рабочего колеса, действующий при пусках и остановках турбин.
В колонке управления ^ГРК 5-го и 6-го исполнений дополнительно предусмотрен блок механизмов, содержащий соленоиды пуска, остановки, фиксатора и холостого хода.
Фиксатор блокирует открытие направляющего аппарата, которое было в момент потери собственных нужд, и одновременно отключает действие электрогкдравлическо- го преобразователя. Это позволяет исключить реакцию регулятора на изменение частоты и нагрузки на время потери питания электродвигателей насосов АХНУ и. таким образом, продлить возможность работы гидроагрегата в энергосистеме с зафиксированным открытием направляющего аппарата до того момента, когда давление масла в МНУ не достигнет аварийно-низкого значения. Действие фиксатора не препятствует закрытию направляющего аппарата от соленоида остановки или МОО.
Механизм холостого хода ограничивает открытие направляющего аппарата до значения, несколько превышающего открытие холостого хода, предотвращая возможный разгон гидроагрегата в случаях отказа автоматической части регулятора в момент пуска, остановки гидроагрегата или при сбросах нагрузки.
.Механизм срабатывает, если частот, вращения ротора гидроагрегата составляс более 80 % номинального значения, а вы ключатель генератора отключен.
На рис. 9.10 показана схема гидроме ханичсской колонки управления ЭГРК Ю0(150)-4. Колонка ЭГРК обеспечивает ав тематическое управление направляющие аппаратом так же, как и колонка ЭГР. Од пако при сбросах нагрузки закрытие направляющего аппарата гидротурбины выполняется иначе пз-за действия механизма программного закрытия. В первый момент * после сброса нагрузки в соответствующего повышения частоты вращения гидроагрегата движение направляющего аппарата в сторону закрытия осуществляется действием электрогидравлического преобразователя 18. При достижении гидроагрегатом 115% номинальной частоты вращения включается электромагнит механизма программного закрытия 13, в результате чего поршень 16 механизма программного закрытия смещается вниз до упора и через рычажную передачу ограничителя удерживает главный золотник направляющего аппарата 36 в положении закрытия до момента достижения направляющим аппаратом заданного открытия (обычно это открытие несколько выше открытия холостого хода). Одновременно поршень 16 механизма программного закрытия освобождает опору рычажной передачи ЭГП и механически исключает его действие на главный золотник. Кроме того, этот механизм, гидравлически связанный с механизмом управления лопастями рабочего колеса 26, устанавливает лопасти рабочего колеса на пусковой угол. Направляющий аппарат в положении программного открытия и лопасти рабочего колеса в положении пускового открытия удерживаются действием механизма программного закрытия до тех пор, пока частота вращения гидротурбин не снизится до номинальной. В этот момент электромагнит механизма программного закрытия отключается н регулятор переходит на автоматическое управление через ЭГП, в результате чего направляющий аппарат устанавливается на открытие холостого хода, а лопасти рабочего колеса — в положение, соответствующее комбинаторной зависимости.
Рис. 9.11. Механизм обратной связиРис. 9.11. Механизм обратной связиРис. 9.12. КомандоаппаратРис. 9.12. КомандоаппаратРис. 9.13. Последовательность пуска гидроагрегатаРис. 9.13. Последовательность пуска гидроагрегата
Рис. 9.11. Механизм обратной связи
Рис. 9.11. Механизм обратной связи
Рис. 9.12. Командоаппарат
Рис. 9.12. Командоаппарат
Рис. 9.13. Последовательность пуска гидроагрегата
Рис. 9.13. Последовательность пуска гидроагрегата
Автоматическое управление лопастями рабочего колеса ПЛ турбпны осуществляется с помощью комбинаторного устройства, кулачок 28 которого поворачивается рычажной и зубчатой передачами от вала обратной связи 31.
В колонках ЭГРК 4-го исполнения управление лопастями рабочего колеса при пусках и остановках осуществлялось действием МОО в полностью закрытом его положении через специальный золотник, гидравлически связанный с механизмом управления лопастями. В последних модификациях зтнх колонок управление лопастями рабочего колеса при пусках и остановках
турбпны выполняется с помощью электромагнита 12. При остановке, когда направляющий аппарат полностью закрылся, подается импульс на электромагнит, в результате чего срабатывает механизм управления лопастями рабочего колеса, который, воздействуя на главный золотник сервомотора рабочего колеса 39, смещает его в сторону открытия. Лопасти рабочего колеса открываются и устанавливаются в положение пускового открытия. Электромагнит фиксируется защелкой и обесточивается. При пусках включается электромагнит защелки 4. Золотниковое устройство управления лопастями соединяет со сливом мсха-
чшзм управления лопастями рабочего колеса, поршень которого поднимается вверх, ■обеспечивая восстановление комбинаторной зависимости. Ручное управление лопастями осуществляется маховичком 25, расположенным внутри колонки управления. Автоматическая настройка комбинатора в зависимости от действующего напора выполняется электродвигателем 23. Сигнал обратной связи механизма настройки по напору 7 обеспечивается потенциометром. Ограничение открытия направляющего аппарата по напору осуществляется клином 27, который, действуя через тягу, препятствует повороту вала ограничителей 22 в сторону открытия и исключает таким образом возможное открытие направляющего аппарата больше допустимого. Сигналы дли управления комбинаторным устройством по напору формируются в электрической панели ЭГР.
Механизм обратной связи (рис.. 9.11) предназначен для преобразования поступательного перемещения сервомотора направляющего аппарата в аналоговый электрический сигнал обратной связи,
обеспечивающий действие гидромеханической следящей системы при автоматическом регулировании. Формирование аналогового электрического сигнала производится вращающимся трансформатором.
Вращающийся трансформатор 5 механизма обратной связи поворачивается зубчатой передачей 2 от приводного вала /. Люфт в зубчатой передаче замыкается спиральными пружинами 4. Натяжение тросовой передачи механизма обратной связи обеспечивается грузом. Сигнализация обрыва тросовой передачи осуществляется специальным контактом 6, установленным в этом механизме. Механизм обратной связи собирается в отдельном корпусе 3. Для подвода питания к вращающимся трансформаторам применяется экранированный кабель.
Командоаппарат предназначен для получения дискретных электрических сигналов по положению сервомотора направляющего аппарата для обеспечения автоматической работы вспомогательного оборудования гидроагрегата. Получение сигналов производится контактами, переклю-
Рис. 9.14. Последовательность действий при нормальной остановке гидроагрегатаРис. 9.14. Последовательность действий при нормальной остановке гидроагрегатаРис. 9.15. Последовательность действий при сбросе нагрузки гидроагрегатаРис. 9.15. Последовательность действий при сбросе нагрузки гидроагрегатаРис. 9.16. Осциллограмма сброса нагрузки:Рис. 9.16. Осциллограмма сброса нагрузки:/ — момент сброса нагрузки: 2— включение соленоида программного закрытия; 3 — отключение соле- пойдя программного закрытия/ — момент сброса нагрузки: 2— включение соленоида программного закрытия; 3 — отключение соле- пойдя программного закрытия
Рис. 9.14. Последовательность действий при нормальной остановке гидроагрегата
Рис. 9.14. Последовательность действий при нормальной остановке гидроагрегата
Рис. 9.15. Последовательность действий при сбросе нагрузки гидроагрегата
Рис. 9.15. Последовательность действий при сбросе нагрузки гидроагрегата
Рис. 9.16. Осциллограмма сброса нагрузки:
Рис. 9.16. Осциллограмма сброса нагрузки:
/ — момент сброса нагрузки: 2— включение соленоида программного закрытия; 3 — отключение соле- пойдя программного закрытия
/ — момент сброса нагрузки: 2— включение соленоида программного закрытия; 3 — отключение соле- пойдя программного закрытия
.! рччающимися при изменениях положения сер-I р'Лвомотора.. { у$ Конструктивно механизм обратной свя- I ^ эн и командоаппарат имеют два исполне- !ния: раздельное, когда каждое устройство!„„комплектуется в своем корпусе, и совме-Ищепное, когда оба устройства размещены1^в одном корпусе.v VJ) Механизм обратной связи при любом■1исполнении устанавливается вблизи серво-iмотора направляющего аппарата, или наCSтрассе передачи обратной связи, или с от-^дельной короткой тросовой передачей. Этоу^вызвано необходимостью сократить длину:;передачи между сервомотором и механизмом обратной связи и соответственно нс- -пчключить влияние упругости передачи на^<-4действие обратной связи. Командоаппарат«3устанавливается на трассе обратной связиу" вблизи гидромеханической колонки.:;Па рис. 9.12 показан командоаппарати.._раздельного исполнения. В корпусе 3 Koi';Е^тмавдоаппарата содержится 12 микропере-р124.! рччающимися при изменениях положения сер-I р'Лвомотора.. { у$ Конструктивно механизм обратной свя- I ^ эн и командоаппарат имеют два исполне- !ния: раздельное, когда каждое устройство!„„комплектуется в своем корпусе, и совме-Ищепное, когда оба устройства размещены1^в одном корпусе.v VJ) Механизм обратной связи при любом■1исполнении устанавливается вблизи серво-iмотора направляющего аппарата, или наCSтрассе передачи обратной связи, или с от-^дельной короткой тросовой передачей. Этоу^вызвано необходимостью сократить длину:;передачи между сервомотором и механизмом обратной связи и соответственно нс- -пчключить влияние упругости передачи на^<-4действие обратной связи. Командоаппарат«3устанавливается на трассе обратной связиу" вблизи гидромеханической колонки.:;Па рис. 9.12 показан командоаппарати.._раздельного исполнения. В корпусе 3 Koi';Е^тмавдоаппарата содержится 12 микропере-р124ключателей 7, каждый из которых имеет один нормально открытый, а другой нормально закрытый контакты, замыкающиеся в зависимости от положения кулачков 6, поворот которых осуществляется зубчатой передачей 2 от приводного вала 1. Кулачки микропереключателей установлены на поворачивающихся валиках 4 и закреплены с помощью цанговых зажимов 5.
.! рччающимися при изменениях положения сер-
I р'Лвомотора.
. { у$ Конструктивно механизм обратной свя- I ^ эн и командоаппарат имеют два исполне- !ния: раздельное, когда каждое устройство
!„„комплектуется в своем корпусе, и совме-
Ищепное, когда оба устройства размещены
1^в одном корпусе.
v VJ) Механизм обратной связи при любом
■1исполнении устанавливается вблизи серво-
iмотора направляющего аппарата, или на
CSтрассе передачи обратной связи, или с от-
^дельной короткой тросовой передачей. Это
у^вызвано необходимостью сократить длину
:;передачи между сервомотором и механиз
мом обратной связи и соответственно нс- -пчключить влияние упругости передачи на
^<-4действие обратной связи. Командоаппарат
«3устанавливается на трассе обратной связи
у" вблизи гидромеханической колонки.
:;Па рис. 9.12 показан командоаппарат
и.._раздельного исполнения. В корпусе 3 Koi';Е^тмавдоаппарата содержится 12 микропере-
р124
.! рччающимися при изменениях положения сер-
I р'Лвомотора.
. { у$ Конструктивно механизм обратной свя- I ^ эн и командоаппарат имеют два исполне- !ния: раздельное, когда каждое устройство
!„„комплектуется в своем корпусе, и совме-
Ищепное, когда оба устройства размещены
1^в одном корпусе.
v VJ) Механизм обратной связи при любом
■1исполнении устанавливается вблизи серво-
iмотора направляющего аппарата, или на
CSтрассе передачи обратной связи, или с от-
^дельной короткой тросовой передачей. Это
у^вызвано необходимостью сократить длину
:;передачи между сервомотором и механиз
мом обратной связи и соответственно нс- -пчключить влияние упругости передачи на
^<-4действие обратной связи. Командоаппарат
«3устанавливается на трассе обратной связи
у" вблизи гидромеханической колонки.
:;Па рис. 9.12 показан командоаппарат
и.._раздельного исполнения. В корпусе 3 Koi';Е^тмавдоаппарата содержится 12 микропере-
р124
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬдействия механизмовРЕГУЛЯТОРА В ПЕРЕХОДНЫХРЕЖИМАХ
Наиболее характерными переходными режимами являются автоматический пуск и автоматическая остановка гидроагрегата, а также сброс нагрузки гидроагрегата. Рассмотрим последовательность действия механизмов регулятора на примере ПЛ турбины, оснащенной регулятором ЭГРК-2И1-150-4.
Для радиально-осевой турбины последовательность будет такая же, за исключением операций, связанных с управлением лопастями рабочего колеса.
Последовательность пуска гидроагрегата показана на рис. 9.13. Следует отметить, что сигнал «Пуск» формируется только при наличии соответствующей команды и обязательном выполнении всех условий, необходимых для автоматического пуска: стопор освобожден, обеспечивается смазка турбинного подшипника, имеется нормальное давление в МНУ и т. д. Последовательность действия механизмов осуществляется релейной частью регулятора, сосредоточенной в блоках L и N панели ЭГР-2И1 (рис. 9.5).
Пуск гидроагрегата завершается включением выключателя генератора и набором нагрузки или автоматически за счет воздействия на МИМ, или вручную через ключ управления.
На рис. 9.14 показана последовательность действия механизмов регулятора при нормальной автоматической остановке («Стоп-1»), которая происходит с предварительной разгрузкой гидроагрегата через механизм изменения мощности. Если при остановке оказались нарушенными срезные пальцы, то процесс остановки завершается переводом гидроагрегата на холостой ход. ’ На рис. 9.15 показана последовательность действия механизмов регулятора при сбросе нагрузки, на рис. 9.16 — переходный процесс, соответствующий указанной последовательности. Как отмечалось, регулятор ЭГРК-2И1-150-4 имеет специальный механизм программного закрытия, который включается при отключении выключателя генератора и увеличении частоты вращения х до 115% (точка 2 осциллограммы). Настройкой механизма программного закрытия задается определенное положение штока направляющего аппарата W (в данном случае 260 мм), которое не изменяется, пока включен механизм. Отключение механизма программного закрытия происходит при снижении частоты вращения до 100 % (линия 3). Механизм программного закрытия при включении воздействует па механизм разворота лопастей к устанавливает их на пусковой угол <р, а при его отключении происходит восстановление комбинаторной зависимости. Максимальное значение относительной частоты вращения составило 131 %.
Для регуляторов, в состав которых входит панель электрооборудования ЭГР-2И1, в электрической части регулятора предусмотрено электрическое ограничение закрытия направляющего аппарата «снизу», что позволяет отказаться от механизма программного закрытия. В этом случае харак-
Dm гибкого золотникаDm гибкого золотникаРис. 9.17. Схема системы управления ковшовой гидротурбинойРис. 9.17. Схема системы управления ковшовой гидротурбиной
Dm гибкого золотника
Dm гибкого золотника
Рис. 9.17. Схема системы управления ковшовой гидротурбиной
Рис. 9.17. Схема системы управления ковшовой гидротурбиной
тер переходного процесса при сбросе нагрузки определяется выбранными уставками параметров изодромного устройства, а электрический ограничитель «снизу» предотвращает закрытие направляющего аппарата до нуля, что исключает подброс ротора.
СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯКОВШОВЫХ ГИДРОТУРБИН
В ковшовых гидротурбинах регулирующим органом, изменяющим расход воды через турбину, является сопло с подвижной иглой. Устанавливаемые на высокие напоры, эти турбины работают, как правило, с длинными напорными водоводами и вследствие этого имеют наиболее неблагоприятные условия с точки зрения влияния гидравлического удара на процессы регулирования. Допустимая скорость закрытия или открытия регулирующего органа ковшовых гидротурбин значительно меньше по сравнению с турбинами других типов.
Для предотвращения значительного повышения частоты вращения гидроагрегата при сбросах нагрузки применяются различные устройства, позволяющие быстро снижать мощность турбины при достаточно медленном изменении расхода воды, проходящей через сопло. Такими устройствами могут быть холостые выпуски, отсекатели, отклонители, распылителя и др. Наиболее широко в настоящее время применяются отсекателя и отклонители.
Существуют различные варианты схем регулирования ковшовых гидротурбин. Они различаются последовательностью воздействия регулятора на сопла и отсекатели или отклонители, характером слежения отсекателей или отклонителей за струей, принципами выполнения приводов, управляющих регулирующими органами, программами включения сопл в работу в зависимости от нагрузки, которую несет гидроагрегат.
В нашей стране наиболее крупной гидроэлектростанцией с ковшовыми гидротурбинами является Татевская ГЭС, оснащенная отечественным оборудованием. Система регулирования гидротурбин этой ГЭС состоит из электрогндравлнческого регулятора типа КЭГР-70 и системы управления соплами и отсекателями. Схема системы управления соплами и отсекателями показана на рис. 9.17. Это следящая система, обеспечивающая перемещение отсекателем н игл сопл от промежуточного сервомотора по заданному закону.
Промежуточный сервомотор / системы управляется электрогидравлическим регулятором. Обратная связь от промежуточного сервомотора к регулятору при автоматическом регулировании осуществляется с помощью потенциометров механизма обратной связи 2, при ручном управлении — тросом обратной связи. Ведущими в этой системе являются отсекатели 4, которые управляются промежуточным сервомотором через тяги 3 н секторы 7. Иглы 5 имеют
собственные сервомоторы, встроенные о сопла. Управление этими сервомоторами осуществляется через золотники 8, иглы // которых через рычаги 17 получают перемещения от кулачков 6, жестко закрепленных на секторах 7. Обратная связь от нгл 5 к золотникам 8 осуществляется через конусы 13, толкатели 14, рычаги /5, тросовую передачу 16 и рычаги 17. Для усиления действия сервомотора сопла в сторону открытия предусмотрен поршень 12 гидравлической разгрузки, на который подается постоянное гидравлическое давление от маслонапорной установки.
Скорость движения промежуточного сервомотора при сбросах нагрузки, а следовательно, и скорость движения отсекателей регулируется упорами на главном золотнике регулятора. Скорость движения игл сопл регулируется изменением проходных сечении дросселей 9 и 10.
Для замедления движения игл сопл в конце закрытия, что необходимо для предотвращения прямого гидравлического удара, установлены дополнительные дроссели 18, действие которых начинается только после того, как поршни 19 сервомоторов сопл перекроют основные каналы управления полостями открытия.
В процессе регулирования частоты вращения гидроагрегата при малых колебаниях нагрузки отсекатели двигаются в небольших пределах, находясь на некотором расстоянии от струн. Все изменения момента движущих сил турбины в этом случае происходят за счет перемещения игл сопл, изменяющих расход через турбину. При больших скачках или полных сбросах нагрузки отсекатели, врезаясь в струю, преграждают ей путь к рабочему колесу и направляют ее вхолостую в нижний бьеф. В этом случае изменение расхода воды за счет движения нгл практически не влияет на процесс регулирования. По мере изменения отклонения частоты вращения гидроагрегата отсекатели выходят из струи, а иглы сопл принимают на себя управление движущим моментом турбины.
Так как при малых расходах через сопла КПД турбины мал, работа гидроагрегата при малых нагрузках с включением всех сопл неэкономична. Неблагоприятна также работа гидроагрегата со всеми включенными соплами в режиме холостого хода, когда открытие игл сопл соизмеримо с амплитудой их колебаний, всегда имеющих место при регулировании частоты вращения гидроагрегата. Поэтому целесообразно производить пуск -гидроагрегата при минимальном числе работающих сопл, затем по мере набора нагрузки последовательно вводить остальные сопла.
Система управления ТатепскоЙ ГЭС имеет две группы сопл, работающих по разным программам. Каждая группа состоит из трех сопл. Программа управления задается профилями кулачков 6 (рис. 9.17).
Рис. 9.18. График зависимости радиуса струи и положения отсекателя от хода промежуточного сервомотора:
/ — отсекатели; ?—первая группа сопл; 3 — вторая группа сопл; 4 — первая н вторая группы сопл
На рис. 9.18 показан график зависимости радиуса струи (или расстояния от носка отсекателя до осн сопла) R и положения отсекателя от хода промежуточного сервомотора Чг.
Как видно из графика, в системе осуществляется одна из простейших программ управления. Более эффективным, с точки зрения получения высокого КПД во всем диапазоне нагрузок, было бы, например, поочередное включение сопл по одному с быстрым выходом игл на синхроннее движение. Возможны программы с взаимным сближением открытий сопл при вводе очередного сопла, а также другие варианты программ управления. Однако для реализации таких программ нужны системы с более сложными и автономными механизмами управления сопл и отсекателей.
РЕГУЛЯТОРЫ ДЛЯ НЛСОС-ТУРБИН
Электрогидраплическис регуляторы для насос-турбии ЭГР-2И1-10-8 и ЭГР-2ИМ50- 9 выполнены на базе серийных электрогид- равлнческнх регуляторов для радиальноосевых гидротурбин с использованием одних и тех же имеющихся механизмов и устройств. Например, выявнтельная часть регулятора для насос-турбнн (блок электронного регулирования Н панели электрооборудования ЭГР-2И1) такая же, как и для радиально-осевых гидротурбин, поскольку функции регуляторов радиально-осевых турбин и насос-турбнн в турбинном режиме одинаковы.
Работа регулятора в насосном режиме происходит без использования выявитель- ной части регулятора, так как при переходе в насосный режим электрогидравличсский преобразователь отключается. Отличия п электрической части регулятора заключаются в том, что в блоках релейной автоматики L и N панели ЭГР-2И1 прсдусмо-
трсн*4 ДОПОЛПИТСЛЫ1ЫС реле, обеспечивающие управление специальными механизмами гидромеханической колонки, а также производящие отключение ныявитсльпой части при переводе насос-турбины и насосный режим. Эти реле для турбин обычного типа не используются.
В гидромеханических колонках управления ЭГР-10-8 и ЭГР-150-9 дополнительно установлен специальный механизм ограничения открытия насосного режима (МООН), так как максимальное открытие направляющего аппарата в насосном режиме отличается от максимального открытия в турбинном режиме. Этот механизм выполнен с применением соленоида с защелкой. При подаче напряжения на основ- нон соленоид он срабатывает, становится на механическую защелку и обесточивается. Включение соленоида МООН обеспечивает необходимое предельное открытие направляющего аппарата в насосном режиме, поскольку МОО направляющего аппарата при автоматическом пуске отводится полностью. Одновременно при включении соленоида гидравлически отключается действие ЭГП. Механизм ограничения насосного режима срабатывает после подачи импульса на пуск в насосный режим. Если соленоид механизма не включился. дальнейшие операции пуска или перевода в насосный режим не происходят. Для отключения МООН подается напряжение на соленоид управления механической защелкой, в результате чего ограничение снимается.
Регулятор насос-турбины обеспечивает ручное я автоматическое управление во всех необходимых режимах работы гидроагрегата, Основные режимы работы насос-тур- бнны указаны в гл. 28. При этом переходные режимы выполняются в определенной последовательности, алгоритм которых формируется общестанционяой автоматикой ГЭС, а также системой автоматического управления насос-турбиной (электропанелью автоматики КАИ-06).
Автоматический переход из одного режима в другой производится от одного командного импульса. Автоматический пуск насос-турбины в турбинный режим ц ее остановка из турбинного режима не отличаются от пуска и остановки радиально- осевой гидротурбины (рис. 9.13 и 9.14).
СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯНАПРАВЛЯЮЩИМ АППАРАТОМ
С ИНДИВИДУАЛЬНЫМИСЕРВОМОТОРАМИ
Система управления индивидуальными сервомоторами направляющего аппарата (рис. 9.19) применена па турбинах Саяно- Шушенской ГЭС и Загорской ГАЭС.
Лопатки направляющего аппарата приводятся п действие двадцатью прямооспы- мн сервомоторами, расположенными ра- 128
диально к осн турбины п закрепленными в специальной опоре, которая установлена на крышке турбины. Шток каждого сервомотора соединен с лопаткой направляющего аппарата 14 с помощью рычага 13. Управление сервомоторами осуществляется двадцатью золотниками 7, установленными непосредственно на сервомоторах 10. Золотники размешены с внутренней стороны опоры сервомоторов.
С помощью рычагов 9 н 5 каждый золотник соединяется с тягой синхронизирующей кинематическом передачей 11 с одном стороны и с рычагом 12 передачи обратной связи от сервомотора —с другой.
Синхронизирующая передача представляет собой образованный тягами кольцевой мкогозвеииик. расположенный с наружной стороны опоры сервомоторов и прикрепленный к опоре с помощью рычагов 2. Много- звенннк смещается на упомянутых рычагах от действия промежуточного сервомотора /, являющегося выходным звеном электро- гидраплнческого регулятора. Для повышения чувствительности системы управления каждый золотник снабжен гидроусилителем, состоящим из вспомогательного сервомотора 6, поршень которого выполнен единым с телом золотника 7, гидравлического замыкателя 8 и побудительного золотника 3. гидравлически связанного с вспомогательным сервомотором. Обратная связь от вспомогательного сервомотора к побудительному золотинку обеспечивается рычагом 5.
Игла побудительного золотника выполнена дифференциальной —диаметр нижней тарелки иглы меньше, чем диаметр верхней части ее тела. Постоянное давление масла, подаваемое к игле, создает силу, прижимающую иглу побудительного золотника к рычагу 5. Это обеспечивает силовое замыкание всех рычажных передач системы и исключают влияние имеющихся в сочленениях передач люфтов на работу системы.
Каждый золотник соединен трубопроводами с напорным и сливным масляными коллекторами.
Промежуточный сервомотор снабжен датчиком обратной связи, с помощью которого формируется электрический сигнал обратной связи по положению поршня сервомотора при автоматическом регулировании. Электрические сигналы от этого датчика поступают в панель электрооборудования ЭГР. Тросовая передача от промежуточного сервомотора к гидромеханической колонке управления ЭГР обеспечивает механическую обратную связь для осуществления действия механизмов гидромеханической колонки, участвующих лишь в пуске, остановке, ручном управлении гидротурбиной. а также ограничении открытия направляющего аппарата.
Для обеспечения одинаковых перемещений сервомоторов в кинематических передачах предусмотрена специальная регулировка. С помощью регулировки обратной
Рис. 9.19. Система управления индивидуальными сервомоторами направляющего аппарата:/ — промежуточный сервомотор; 2 — рычаг; 3 — побудительный золотник; 4—маховичок, 5 —рычаг; б — вспомогательный сервомотор; 7 — золотник; 8 — гидравлический замыкатель: 9 — рычаг; 10— пор- шень индивидуального сервомотора; // — тяга; 12—рычаг: 13— рычаг лопатки направляющего аппарата; 14— лопатка направляющего аппаратаРис. 9.19. Система управления индивидуальными сервомоторами направляющего аппарата:/ — промежуточный сервомотор; 2 — рычаг; 3 — побудительный золотник; 4—маховичок, 5 —рычаг; б — вспомогательный сервомотор; 7 — золотник; 8 — гидравлический замыкатель: 9 — рычаг; 10— пор- шень индивидуального сервомотора; // — тяга; 12—рычаг: 13— рычаг лопатки направляющего аппарата; 14— лопатка направляющего аппаратасвязи индивидуальных сервомоторов можно осуществить установку лопаток под одинаковым углом для заданного расчетного или максимального открытия и сохранить при этом плотное соприкосновение лопаток между собой при нулевом открытии.
Рис. 9.19. Система управления индивидуальными сервомоторами направляющего аппарата:
/ — промежуточный сервомотор; 2 — рычаг; 3 — побудительный золотник; 4—маховичок, 5 —рычаг; б — вспомогательный сервомотор; 7 — золотник; 8 — гидравлический замыкатель: 9 — рычаг; 10— пор- шень индивидуального сервомотора; // — тяга; 12—рычаг: 13— рычаг лопатки направляющего аппа
рата; 14— лопатка направляющего аппарата
Рис. 9.19. Система управления индивидуальными сервомоторами направляющего аппарата:
/ — промежуточный сервомотор; 2 — рычаг; 3 — побудительный золотник; 4—маховичок, 5 —рычаг; б — вспомогательный сервомотор; 7 — золотник; 8 — гидравлический замыкатель: 9 — рычаг; 10— пор- шень индивидуального сервомотора; // — тяга; 12—рычаг: 13— рычаг лопатки направляющего аппа
рата; 14— лопатка направляющего аппарата
Система управления позволяет открывать вручную каждую лопатку, что может быть необходимым в случае попадания посторонних предметов между лопатками. Для этой цели предусмотрен маховичок 4 с фиксатором.
Скорость открытия и закрытия направляющего аппарата для выполнения требуемых гарантий регулирования определяется специальным дросселем, установленным в промежуточном сервомоторе. Время открытия и закрытия индивидуальных сервомоторов определяется временем хода золотин- коп 7 ro упора и регулируется с помощью специальных подкладных шайб. Это время настраивается па 20—30 % меньшим, чем время открытия и закрытия промежуточного сервомотора /, что обеспечивает слежение индивидуальных сервомоторов за
движением промежуточного сервомотора без существенных отставаний.
Контроль неисправности системы, связанный с рассогласованием положений сервомоторов, обеспечивается специальными бесконтактными датчиками, сигналы от которых поступают в систему общестанционной автоматики ГЭС.
СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯАВАРИЙНОЙ ОСТАНОВКОЙГИДРОТУРБИНЫ
Аварийное закрытие направляющего аппарата осуществляется разными способами. При исправной системе регулирования аварийное закрытие обеспечивается регулятором через МОО по сигналу «Стоп-2>. При неисправном регуляторе аварийное закрытие производится аварийным золотником по сигналам <Стоп-3» и <Стоп-4>.
Формирование сигнала <Стоп-2> для поворотно-лопастных и пропеллерных турбин показано па рис. 9.20. В случае аварийной остановки гидроагрегата от сигнала
9 Зак. 905
Рис. 9.20. Формирование сигнала «Стоп-2»Рис. 9.20. Формирование сигнала «Стоп-2»Рис. 9.22. Последовательность остановки гидроагрегата по сигналу «Стоп-3»Рис. 9.22. Последовательность остановки гидроагрегата по сигналу «Стоп-3»
Рис. 9.20. Формирование сигнала «Стоп-2»
Рис. 9.20. Формирование сигнала «Стоп-2»
Рис. 9.22. Последовательность остановки гидроагрегата по сигналу «Стоп-3»
Рис. 9.22. Последовательность остановки гидроагрегата по сигналу «Стоп-3»
«Стоп-2» время закрытия направляющего аппарата определяется временем работы электродвигателя МОО. Если частота вращения гидроагрегата превышает 110% номинальной частоты, действие сигнала «Стоп- 2» прекращается, электродвигатель МОО останавливается. Это исключает возможность подъема ротора гидроагрегата на вы
соких частотах вращения и при полностью закрытом направляющем аппарате. Для радиально-осевых турбин частотный сигнал 110% в цепях формирования сигнала «Стоп-2» отсутствует, так как явление подбрасывания ротора для этих турбин несущественно.
Если одновременно с сигналом «Стоп- 2» появляется сигнал «Срезные пальцы срезаны», то подается команда на сброс щитов.
Формирования сигналов «Стоп-3» и «Стоп-4» показаны па рис. 9.21. Сигнал «Стоп-4» формируется только для ПЛ и ПР турбин. Частота вращения л находится между угонной частотой и частотой, равной 115% номинальной. Сигнал л и задержка Т рассчитываются индивидуально для каждой ГЭС. Аварийная остановка по сигналу «Стоп-3» показана на рис. 9.22.
На рис. 9.23 представлена гидрокине- матическая схема устройства, обеспечивающего аварийное программное закрытие направляющего аппарата ПЛ турбин. Устройство состоит из аварийного золотника 1, соленоидного золотника с электромагнитом 2 и программного золотника аварийного закрытия 3, управляемого соленоидным золотником 4. При срабатывании соленоида 5 соленоидный золотник 6 смещается вверх и контакт 15 замыкается. Масло под давлением поступает в аварийный золотник /. Тело аварийного золотника 7 смещается в правое положение, при котором перекрываются верхние каналы аварийного золотника 1, идущие к регулятору, и последний;
Рис. 9.21. Формирование сигналов «Стоп-3» (а) и «Стоп-4» (б)Рис. 9.21. Формирование сигналов «Стоп-3» (а) и «Стоп-4» (б)Рис. 9.23. Устройство аварийного программного закрытияРис. 9.23. Устройство аварийного программного закрытия
Рис. 9.21. Формирование сигналов «Стоп-3» (а) и «Стоп-4» (б)
Рис. 9.21. Формирование сигналов «Стоп-3» (а) и «Стоп-4» (б)
Рис. 9.23. Устройство аварийного программного закрытия
Рис. 9.23. Устройство аварийного программного закрытия
исключается из работы. Масло под давлением нз аварийного золотника / по трубопроводу поступает в полость закрытия сервомотора направляющего аппарата, при открытии— по трубопроводу через патрубок 8 к программному золотнику аварийного закрытия 3 п далее в слив. В программный золотник аварийного закрытия масло проходит через дросселирующее отверстие, об
разованное профильными вырезами в нижней части поршня 9. Площадь сечения этого отверстия зависит от верхнего положения поршня 9, устанавливаемого регулировочной гайкой 10, и оно определяет скорость перемещения сервомотора направляющего аппарата на закрытие в начальный период. Поршень 9 удерживается в верхнем положении пружиной //. При до-
130
9*
131
I
Рис 9 24 Осциллограмма аварийной остановки гидроагрегата (обозначения — см.рис. 9.16)
стижении направляющим аппаратом определенного открытия срабатывает соленоид 12. игла 13 переметается вверх и открывает проход маслу под давлением в полость над поршнем 9, который перемещается вниз до упора, устанавливаемого регулировочной гайкой 14. При этом площадь сечения дросселирующего отверстия уменьшается, что снижает дальнейшую скорость закрытия сервомотора.
Рассмотренная последовательность включения механизмов при аварийной остановке гидроагрегата гарантирует закрытие направляющего аппарата с необходимой
скоростью. В РО турбинах программный золотник аварийного закрытия нс устанавливается н посте срабатывания аварийного золотника от сигнала «Стоп-3> направляющий аппарат полностью закрывается (до нуля) с постоянной установленной скоростью.
На рис. 9,24 приведена осциллограмма аварийной остановки гидроагрегата после сброса нагрузки. Из осциллограммы видно, что, несмотря на увеличение частоты вращения, сервомотор направляющего аппарата в первый момент не закрывается (участок между линиями /—2). Это свидетельствует
Рис 9 25 Последовательность остановки гидроагрегата аварийным золотником от сигнала«Стоп-4>
о том, что регулятор неисправен. В этом случае общсстанционпая система автоматики формирует сигнал аварийной остановки, что приводит к включению соленоида аварийного золотинка и закрытию направляющего аппарата до нуля. Закрытие направляющего аппарата на разных участках проходит с разной скоростью^на участке между линиями 2—3 время определяется действием аварийного золотника, на участке между линиями 3—4 действием программного аварийного золотника, на участке 4—5 — демпфированием сервомотора. Максимальное значение частоты вращения составляет 142%. Если аварийный золотник не сработал от сигнала «Стоп-3>, например отказал соленоид 5 (рис. 9.23), то аварийный золотник включается по сигналу «Стоп-4> или сигналом «Угонная частота вращения», как указано на рис. 9.25. Механизм аварийного закрытия направляющего аппарата в этом случае начинает действовать с подачи сигнала на включение программного золотника, который гидравлически включает золотник 6. Аварийный золотник срабатывает. Направляющий аппарат турбины закрывается с замедленной скоростью, поскольку включены аварийный и программный золотники. Аварийный и программный золотник устанавливаются в исходное положение подачей сигналов па соленоиды защелок или вручную с помощью специальных устройств, расположенных на соответствующих соленоидах.
СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯГИДРОТУРБИН С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМмикроЭВМ
Достижения микроэлектроники позволили начать разработку нового поколения устройств автоматического управления, регулирования, контроля, зашиты, сигнализации и диагностики энергетического оборудования на основе использования микропроцессоров. Автоматизированная система управления гидроагрегатом на базе использования микроЭВМ разработана для Богучанской ГЭС.
В состав этой системы входят четыре субкомплекса:
автоматического регулирования частоты и мощности гидротурбины (АРЧМ);
автоматического регулирования возбуждения (АРВ);
диагностики основного оборудования и температурного контроля гидроагрегата;
управления и сигнализации (УИС).
На рис. 9.26 показана структурная схема субкомплекса АРЧМ, разработанная с использованием комплекса микросредств управляющей вычислительной техники серии В7(МСУВТ-В7). В состав 8-разрядиоЛ микропроцессорной системы (МПС) входят: микропроцессор;
память для хранения управляющих программ: оперативное запоминающее устрой
ство (ОЗУ), постоянное запоминающее устройство (ПЗУ), программируемое постоянное запоминающее устройство (ППЗУ);
средства внутреннего и внешнего интерфейса, под которым понимаются аппаратные средства и шины, обеспечивающие внутреннюю связь между устройствами микропроцессорной системы, а также связь с периферийными устройствами ввода и вывода информации.
Для повышения надежности субкомплекса АРЧМ применено дублирование микропроцессорных систем. Основная микропроцессорная система (ОМПС) является * ведущей, а другая система — резервной (РМПС). Обе системы связаны между собой двухнаправленной шиной, позволяющей контролировать работу обеих систем.
Каждая из микропроцессорных систем используется в трехплатном варианте исполнения: одна плата типа ПМВ01П содержит центральный микропроцессор и устройства памяти; одна плата типа АВВ01П выполняет функции ввода и вывода аналоговых сигналов, она обеспечивает прием 16 двухпроводных аналоговых сигналов и выдачу двух аналоговых сигналов; одна плата типа ПСВ01П, содержащая устройство параллельного интерфейса ввода и вывода данных, расширяет функциональные возможности микропроцессора, имеющего ограниченное число связей с внешними устройствами (узкий интерфейс).
В состав МПС входит также пульт оператора типа КЛОЗП, который предназначен для ввода необходимых данных и отладки управляющих программ, для световой индикации параметров процесса регулирования, а также для выдачи необходимой информации о работе микроЭВМ. Клавиатура пульта содержит 28 кнопок. Органы индикации пульта состоят из 16 цифровых индикаторов и 14 светодиодов.
Для вводя в МПС информации используются датчики двух типов: аналоговые и дискретные.
В качестве аналоговых датчиков применяются серийные или специально разработанные устройства, преобразующие измеряемые величины в унифицированный токовый сигнал 0—5 мА. Такими датчиками являются: измеритель активной мощности агрегата (ИМ), измеритель частоты (ИЧ), измеритель напора на ГЭС (ИН), датчик положения направляющего аппарата (ДНА) и Др-
Для лучшей помехозащищенности МПС в условиях повышенных электромагнитных полей, а также для удовлетворения требований к уровню изоляции, принятой для устройств управления на ГЭС. необходимо обеспечить согласование и гальваническое разделение входных попей. Это обеспечивается с помощью специального устройства гальванической развязки (УГР).
Входная дискретная информация вводится в МПС от контактных датчиков (КД)
Рис. 9.26. Структурная схема автоматического регулятора
в виде сухого контакта. Такая информация должна вводиться от реле пуска и остановки гидроагрегата, от реле аварийной защиты, от реле-повторителя выключателя генератора и других. Ввод этих контактов осуществляется через устройство ввода дискретных сигналов (УВДС).Для сокращения числа используемых линий параллельного интерфейса применен мультиплексор (М), обеспечивающий сокращение необходимого числа линий внешних связей за счет использования одних и тех же шин для различных целей в разные моменты времени.
В каждой МНС программными и аппаратными средствами формируется сигнал управления по ПИД-закону и через цифро- аналоговый преобразователь (ЦАП) подается на вход выходного усилителя (ВУ).
Усиленный до необходимого значения выходкой сигнал поступает на катушку элек- трогидравлического преобразователя (ЭГП). Далее перемещение выходного штока ЭГП через гидравлическую систему реализуется так же. как и в серийных электрогидравли- ческих регуляторах.
На вход ВУ подаются сигналы обратной связи по положению направляющего аппарата от вращающегося трансформатора (ВТ) н по положению выходного штока ЭГП от плунжерного датчика (ПД) в случае применения ЭГП с электрической обратной связью.
Вывод аналоговой информации (частота вращения и положение направляющего аппарата) производится непосредственно
через плату АВВ01П, входящую в состав МПС, и УГР.
Вывод дискретной информации осуществляется с мультиплексора через выходные реле (ВР). Подбор необходимых коэффициентов, обеспечивающих устойчивость системы автоматического управления и ее быстродействие, производится с помощью специальных переключателей, расположенных в устройстве изменения параметров УИП.
Сигналы, несущие информацию о состоянии обеих систем, вводятся в устройство контроля и сигнализации (УКС), где выбирается режим работы ОМПС и РМПС, а также формируются сигналы о неисправностях и аварийных режимах в подсистеме АРЧМ.
Все перечисленные устройства, не входящие в состав МПС, называются устройствами связи с объектом (УСО). Питание подсистемы АРЧМ осуществляется от блока бесперебойного питания, который формирует все необходимые напряжения для МПС и УСО. Питание к блоку подается от сети собственных нужд напряжением 220 В, и в случае его исчезновения происходит автоматический переход на питание от источника опеоативного напряжения 220 В.
Конструктивно подсистема АРЧМ размещена в шкафу унифицированного конструктива БУК-б. Габаритные размеры шкафа 800 X 800 X 2000 мм. Кассеты с УСО смонтированы на поворотной раме,
обеспечивающей их двустороннее обслужи* ванне.
Применение микропроцессоров в системе автоматического регулирования гидротурбин дает следующие преимущества:
увеличивается чувствительность регулятора;'
повышается стабильность характеристик;
расширяются и усложняются выполняемые подсистемой АрЧМ функции;
повышается помехозащищенность каналов связи;
обеспечивается всесторонний и непрерывный контроль работы самого микропроцессора и связанных с ним устройств;
появляется возможность изменения алгоритма работы регулятора без изменения конструкции.
Глава 10
МЛСЛОНЛПОРНЫЕ УСТАНОВКИ
НАЗНАЧЕНИЕ, ТИПОРАЗМЕРЫ
И РАБОТА МАСЛОНАПОРНЫХ
УСТАНОВОК
Ма с л о и а пор и ые установки (МНУ) предназначены для питания маслом под давлением гидравлической части системы регулирования гидротурбины. Ра
бочей средой служит турбинное масло марки Тп-30 (ГОСТ 9972—74). Маслонапорная установка состоит из гидравлического аккумулятора, маслонасосного агрегата и аппаратуры автоматики. При необходимости МНУ комплектуется маслоохл аднтел ьно й установкой (см. § 10.4). В гидроакку-
^ 75
[Во]
Гидроаккумулятор
18
13
12-
ff
6
~55
26
24
Из системы
Вход охлаждающей боды
.30
-31
пооммъныи восемь масла
Рис. 10.1. Принципиальная схема МНУ:
28
20.
It
кд? Выпуск
'res'га
21
ОтресидераГЗ
29
В систему регулирования
длегтро^Вщателе
1бх
дания Маслосхла - дитель
Выход охлаждающей Водь!
/ — датчик давления; 2 —‘датчик аварийно-низкого давления: 3 — датчик уровня масла а гндроаккуму-ляторе: <— датчик аварнПно-инэкого уровня масла; 5 — датчик уровня масла в сливном баке; б —дат-чик температуры масла; 7 — ключ местного управления: 8— электродвигатель насоса; 9—пусковоеустройство электродвигателя; 10—датчик температуры (термосопротнвление); // — перепускной клапан;12— клеммник; 13—устройство подачи воздуха; 14—электропянель управления МНУ; 15— датчик на-личия поды в сливном бяке: 16 — клепая подачи воды в маслоохладнтельяую установку: /7 —сосудвоздушный; 18 — сосуд мясловоздушпый; /9 — манометр; 20, 23 — клапан обратный; 21 — указатель уров-ня масла; 22 — масловинтовой насос; 24 — бак сливной; 25 — клапан предохранительный; 26— фильтрсетчатый; 27 — фильтр воздушный; 28—клапан предохранительный воздушный; 29 — клапан грузовой;30 — масляный трубопровод; 31—воздушный трубопровод; 32 — вентиль (нормально открыт); зЗ — вен-тиль (нормально закрыт)
Гид|юзккумулм гор
Обозначение МНУ
Вмести-число
Вместимость
Обозначениемость.сосудов
Обозначениесливного
м'
бака, mj
МНУ1.6/1-40-2.5-2
ГЛ 1,6/1-401,61
МА2.5-22,5
МНУ2.5/1-40-4-2
ГА2.5/1-402,51
МНУ4/1-40-4-2
ГА4/1-4041
> МА4-24
МНУ6.3/1-40-8-2
ГА6.3/1-406,31
МНУ8/1-40-8-2
ГА8/1-4081
> МАо-2о
МНУ 10/1-40-12,5-2
ГА10/1-40101
1 М A IO К ОЮК
МНУ12.5/1-40-12.5-2
ГА12.5/1-4012,51
> MAI Z,D-ZiZtO
МНУ16/1-40-16-2
ГА16/1-40161
МА 16-216
МНУ16/1-40-20-3
ГА16/1-40161
1 АЛ А ОП ООЛ
МНУ20/2-40-20-3
ГА20/2-40202
МНУ25/2-40-32-3
ГА25/2-40252
МНУ30/2-40-32-3
ГА30/2-40302
| МА32-332
МНУ36/2-40-32 3
ГА36/2-40362
МНУ4/2-63-4-2
ГА4/2-6342
“ ■,МЛ4-2-"4
МНУ6.3/2-63-10-2
ГА6.3/2-636,32
МАЮ-210
МНУ12.5/2-63-12.5-2
ГА 12.5/2-6312,52
МА 12,5-312,5
МНУ20/2-63-22-3
ГА20/2-63202
1 АЛ А ОО ООО
МНУ25/2-63-22-3
ГА25/2-63252
> /viAZz-«jZZ
Таблица 10.1.
муляторе содержится необходимый для регулирования объем масла, остальная часть аккумулятора заполнена сжатым воздухом. Воздух является аккумулирующей средой и в сжатом состоянии содержит запас энергии, обеспечивающей работу механизмов гидросистемы. Восстановление израсходованного in гидроаккумулятора объема масла производится насосами при понижении в нем давления. Масло, нагнетаемое в гидроаккумулятор, сжимает находящийся в нем воздух, восстанавливая тем самым запас энергии и номинальное давление. Утечки воздуха из гидроаккумулятора восполняются автоматически работой регулятора уровня (см. § 10.6).
Маслонапорные установки применяются также для управления крупными предтур- бинными затворами и насосами, затворами оросительных систем и каналов. Технические требования к маслонапорным установкам определены ГОСТ 8339-84, а типы, основные параметры, конструкция и размеры— ОСТ 108.023.106-85 «Установки маслонапорные для гидравлических турбин. Типы, основные параметры, конструкция и размеры».
Тнпоразмерный ряд МНУ (табл. 10.1) включает. 13 типоразмеров на давление 4 МПа и 5 типоразмеров на давление 6,3 МПа. Тнпоразмерный ряд МНУ на давление 4 МПа образован в результате сочетаний 12 типоразмеров гидроаккумуляторов и 8 типоразмеров маслонасосных агрегатов.
Для оборудования маслонасосных агрегатов используются пять типоразмеров
масловинтовых насосов. Маслонапорные установки с маслопасосным агрегатом объемом 20 и 32 м3 оборудованы тремя насосами.
Тнпоразмерный ряд МНУ па давление 6,3 МПа состоит из 5 типоразмеров, для которых использованы б типоразмеров гидроаккумуляторов, 4 типоразмера маслонасосных агрегатов, оборудованных тремя типоразмерами вертикальных насосов.
Обозначение маслонапорной установки состоит из обозначения ее основных частей: типоразмеров гидроаккумулятора и масло- насосиого агрегата. К указанному обозначению МНУ добавляются буквенные индексы, характеризующие особенности конструктивного исполнения, тип автоматики и климатические условия применения конкретной МНУ.
Например, МНУ30/2-40-32-3-Б означает: маслонапорная установка с" гидроаккумулятором вместимостью 30 м3, состоящим из двух сосудов на давление 4 МПа (40 кгс/смг), с маслонасосным агрегатом, имеющим сливной бак вместимостью 32 м3 с тремя насосами и бесконтактной системой автоматики.
На рис. 10.1 изображена принципиальная схема маслопапориой установки’ с гидроаккумулятором, состоящим из масловоздушного 18 и воздушного /7 сосудов, и маслонасосным агрегатом с тремя насосами 22. Положение элементов схемы соответствует номинальному давлению в гидроаккумуляторе и номинальным уровням масла в гидроаккумуляторе и сливном баке 24. Давление в гидроаккумуляторс кои-
Маслонасосный агрегат
Насос
Электродвигатель
Масса, т
Обозначение
Число
Подача, л/с
Мощность кВт
Обозначение
Мощность кВТ
Частота вращения, об/мин
ЗВ8/40ГТ
ЗВ16/40ГТ
ЗВ40/40ГТ
| ЗВ63/40ГТ ЗВ63/40ГТ ЗВ16/40ГТ
ЗВ8О/4ОГТ ЗВ4О/4ОГТ ЗВ8/63ГТ-В
} ЗВ16/63ГТ-В
ЗВ40/63ГТ-В
тролируется мане давления 1 и 2, лем уровня 21 и пасла в сливном тиками уровня 5,
Та
2 2
2
2
2 1
2 1
2
2 2
3
тметрамн уровень датчиками баке конт температу блица 1
3,47 6,23
8,9
13,9
13,9 6,23
17,5 8,9 1,5
3 6,23 8,9
19 и дат часла — у
3 и 4. У ролируетс 'ра масла 3.2. Устав!
19
33
53
72
72 33
100
53 14
28 52
90
«иками <азатс*
ровень я дат-
— тер-
(и прибор
4A180S2 4А200М2
4А225М4
4А250М4
4А250М4 4А200М2
4A280S4 4А225М4 4A160S4
4А180М4 4А225М2
4А250М4 мосопротивлс гуры 6.
Каждый ним 23, пред ным // клана ов маслонапс
22
37
55
90
90 37
НО 55 15
30 55
90
<исм 10
из насосо охранител нами.
рной уста
j 2900
1450
1450
1450
2900
j 1450
1450
1450
2900
1450
датчиком
в оборудовг ьным 25 и
новки
4.9 6,1 6,9
11,2 12,3 15
17
20,1 22,1
25,3 33 36
39,6
6.5
12
20
38 39
темпера-
н обрат- перепуск-
Контролируемые показатели
Значение уст прн номиналы МГ
4
авкн датчика чом давлении, 1а
6.3
Давление, МПа: включения насосов вспомогательного рабочего резервного отключения насосов аварийной остановки гидроагрегата
Уровень масла в гидроаккумуляторс, мм- высокий3
низкий при аварийной остановке гидроагрегата
Уровень масла в сливном б а к е, отн ед ■ высокий низкий при отключении насосов
Температура масла в сливном баке °C- низкая’
высокая при включении насоса маслоохладнтелыюй установки при отключения
* Уточняется расчетом.
3,8
3,7
3,6
4
2,9’
50 ±20
0.26У
0.15У
0,65 И, 0.35У, 0,15V
10
50
45
30
6.1
5.9
5,7
6,3
4,5’
50 ±20
л. б л. б
:л. б
10
40
35
30
Тиноразмсрпый ряд МНУ
136
Рис. 10.2. ГидроаккумуляторРис. 10.2. ГидроаккумуляторРис. 10.3. Маслонасосный агрегат:Рис. 10.3. Маслонасосный агрегат:/ — бак сливной; 7 — насос масловинтовой; J — электродвигатель: 4 — муфта эластичная; 5 —датчик уровня: 6 — клапан обратный; 7 — клапан предохранительный: 8— клапан перепускной; 9 — фильтр воздушный: Ю — вентиль опорожнения гидроаккумулятора; // — фильтр сетчатый; И — датчик температуры; 13 — датчик наличия воды в масле; // — пульт ручного управления; /5 — вентиль запорный; присоединительные фланцы: О — к сливному трубопроводу системы: D, — к напорному трубопроводу системы; D3 — к сливу нз бака: D3 — для наполнения бака: О, — от маслопрнемннка; Dt — от аварийного золотника; О.— от дренажа регулятора; D: — от лекажного агрегата/ — бак сливной; 7 — насос масловинтовой; J — электродвигатель: 4 — муфта эластичная; 5 —датчик уровня: 6 — клапан обратный; 7 — клапан предохранительный: 8— клапан перепускной; 9 — фильтр воздушный: Ю — вентиль опорожнения гидроаккумулятора; // — фильтр сетчатый; И — датчик температуры; 13 — датчик наличия воды в масле; // — пульт ручного управления; /5 — вентиль запорный; присоединительные фланцы: О — к сливному трубопроводу системы: D, — к напорному трубопроводу системы; D3 — к сливу нз бака: D3 — для наполнения бака: О, — от маслопрнемннка; Dt — от аварийного золотника; О.— от дренажа регулятора; D: — от лекажного агрегатаВ автомата работой насосов ка давления ги/ ходе масла на ной или в рез системе давлег понижается. П значения датчиг на включение о При зпачительнТ.еском режиме управление Дит дал^ее^поииженне гр^^^^ ПРИ8; с- -■ «“ с в^ регулирование тндротурби- даетесингал на закр ультате протечек масла в клапана. При этом проис/ ше в гндроаккумуляторе насоса через "WCK Е ри достижении заданного здает 6лаго"Рия™ Lса 8 —™= ===== аблнца 10.3. Габаритные размеры гидроаккумуляторовРазмеры, мм (рис. 10.2)давленн боту вто кием нас <е переп годит ра клапан, ия для При доел йльногод ^ваютсяя, дат- >ой наоса по- ускного згрузка что со- запуска иженин авлення и послеОбо»яаяениеDD|нНхdttdГА1.6/1-40ГА2.5/1-40ГА4/1-40ГА6.3/1-40ГА8/1-40ГА10/1-40ГА12.5/1-40ГА16/1-40ГА20/2-40ГА25/2-40ГА30/2-40^ ГА36/2-40104011481452166418602064228022802064228024802480110014401800205022602490273027302490273029802980280030303070365036703850397049403870400041104770• 260026003070310031203170410031503200320038503500360036004300100150160150150200200250250300300300125125150150404050507070707070709090В автомата работой насосов ка давления ги/ ходе масла на ной или в рез системе давлег понижается. П значения датчиг на включение о При зпачительнТ.еском режиме управление Дит дал^ее^поииженне гр^^^^ ПРИ8; с- -■ «“ с в^ регулирование тндротурби- даетесингал на закр ультате протечек масла в клапана. При этом проис/ ше в гндроаккумуляторе насоса через "WCK Е ри достижении заданного здает 6лаго"Рия™ Lса 8 —™= ===== аблнца 10.3. Габаритные размеры гидроаккумуляторовРазмеры, мм (рис. 10.2)давленн боту вто кием нас <е переп годит ра клапан, ия для При доел йльногод ^ваютсяя, дат- >ой наоса по- ускного згрузка что со- запуска иженин авлення и послеОбо»яаяениеDD|нНхdttdГА1.6/1-40ГА2.5/1-40ГА4/1-40ГА6.3/1-40ГА8/1-40ГА10/1-40ГА12.5/1-40ГА16/1-40ГА20/2-40ГА25/2-40ГА30/2-40^ ГА36/2-40104011481452166418602064228022802064228024802480110014401800205022602490273027302490273029802980280030303070365036703850397049403870400041104770• 260026003070310031203170410031503200320038503500360036004300100150160150150200200250250300300300125125150150404050507070707070709090
Рис. 10.2. Гидроаккумулятор
Рис. 10.2. Гидроаккумулятор
Рис. 10.3. Маслонасосный агрегат:
Рис. 10.3. Маслонасосный агрегат:
/ — бак сливной; 7 — насос масловинтовой; J — электродвигатель: 4 — муфта эластичная; 5 —датчик уровня: 6 — клапан обратный; 7 — клапан предохранительный: 8— клапан перепускной; 9 — фильтр воздушный: Ю — вентиль опорожнения гидроаккумулятора; // — фильтр сетчатый; И — датчик температуры; 13 — датчик наличия воды в масле; // — пульт ручного управления; /5 — вентиль запорный; присоединительные фланцы: О — к сливному трубопроводу системы: D, — к напорному трубопроводу системы; D3 — к сливу нз бака: D3 — для наполнения бака: О, — от маслопрнемннка; Dt — от аварийного золотника; О.— от дренажа регулятора; D: — от лекажного агрегата
/ — бак сливной; 7 — насос масловинтовой; J — электродвигатель: 4 — муфта эластичная; 5 —датчик уровня: 6 — клапан обратный; 7 — клапан предохранительный: 8— клапан перепускной; 9 — фильтр воздушный: Ю — вентиль опорожнения гидроаккумулятора; // — фильтр сетчатый; И — датчик температуры; 13 — датчик наличия воды в масле; // — пульт ручного управления; /5 — вентиль запорный; присоединительные фланцы: О — к сливному трубопроводу системы: D, — к напорному трубопроводу системы; D3 — к сливу нз бака: D3 — для наполнения бака: О, — от маслопрнемннка; Dt — от аварийного золотника; О.— от дренажа регулятора; D: — от лекажного агрегата
В автомата работой насосов ка давления ги/ ходе масла на ной или в рез системе давлег понижается. П значения датчиг на включение о При зпачительн
Т
.еском режиме управление Дит дал^ее^поииженне гр^^^^ ПРИ8; с- -■ «“ с в^ регулирование тндротурби- даетесингал на закр ультате протечек масла в клапана. При этом проис/ ше в гндроаккумуляторе насоса через "WCK Е ри достижении заданного здает 6лаго"Рия™ Lса 8 —™= ===== аблнца 10.3. Габаритные размеры гидроаккумуляторов
Размеры, мм (рис. 10.2)
давленн боту вто кием нас <е переп годит ра клапан, ия для При доел йльногод ^ваются
я, дат- >ой наоса по- ускного згрузка что со- запуска иженин авлення и после
Обо»яаяение
D
D|
н
Нх
dtt
d
ГА1.6/1-40
ГА2.5/1-40
ГА4/1-40
ГА6.3/1-40
ГА8/1-40
ГА10/1-40
ГА12.5/1-40
ГА16/1-40
ГА20/2-40
ГА25/2-40
ГА30/2-40
^ ГА36/2-40
1040
1148
1452
1664
1860
2064
2280
2280
2064
2280
2480
2480
1100
1440
1800
2050
2260
2490
2730
2730
2490
2730
2980
2980
2800
3030
3070
3650
3670
3850
3970
4940
3870
4000
4110
4770
• 2600
2600
3070
3100
3120
3170
4100
3150
3200
3200
3850
3500
3600
3600
4300
100
150
160
150
150
200
200
250
250
300
300
300
125
125
150
150
40
40
50
50
70
70
70
70
70
70
90
90
В автомата работой насосов ка давления ги/ ходе масла на ной или в рез системе давлег понижается. П значения датчиг на включение о При зпачительн
Т
.еском режиме управление Дит дал^ее^поииженне гр^^^^ ПРИ8; с- -■ «“ с в^ регулирование тндротурби- даетесингал на закр ультате протечек масла в клапана. При этом проис/ ше в гндроаккумуляторе насоса через "WCK Е ри достижении заданного здает 6лаго"Рия™ Lса 8 —™= ===== аблнца 10.3. Габаритные размеры гидроаккумуляторов
Размеры, мм (рис. 10.2)
давленн боту вто кием нас <е переп годит ра клапан, ия для При доел йльногод ^ваются
я, дат- >ой наоса по- ускного згрузка что со- запуска иженин авлення и после
Обо»яаяение
D
D|
н
Нх
dtt
d
ГА1.6/1-40
ГА2.5/1-40
ГА4/1-40
ГА6.3/1-40
ГА8/1-40
ГА10/1-40
ГА12.5/1-40
ГА16/1-40
ГА20/2-40
ГА25/2-40
ГА30/2-40
^ ГА36/2-40
1040
1148
1452
1664
1860
2064
2280
2280
2064
2280
2480
2480
1100
1440
1800
2050
2260
2490
2730
2730
2490
2730
2980
2980
2800
3030
3070
3650
3670
3850
3970
4940
3870
4000
4110
4770
• 2600
2600
3070
3100
3120
3170
4100
3150
3200
3200
3850
3500
3600
3600
4300
100
150
160
150
150
200
200
250
250
300
300
300
125
125
150
150
40
40
50
50
70
70
70
70
70
70
90
90
этого выключаются электродвигатели насосов. При непрерывном режиме работы электродвигатели не отключаются. Управление работой насосов производится только через перепускной клапан, закрытое положение которого предупреждает включение электродвигателя насоса. При наличии вспомогательного (третьего) насоса он используется для восполнения протечек в системе.
В процессе работы воздух из гидроак- кумулятора постоянно расходуется на утечки через неплотности соединений в воздушной части гидроаккумулятора, а также в растворенном виде вместе с маслом. Для восполнения потерь воздуха на масловоэ- душном сосуде гидроаккумулятора устанавливается поплавковый регулятор уровня 13, который при каждом отклонении уровня масла в гидроаккумуляторе от номинального впускает порцию сжатого воздуха из ресивера ГЭС. При отклонении от нормы основных параметров давления, уровня или температуры установленные на МНУ датчики подают соответствующие сигналы. При аварийном понижении давления или уровня
масла в гндроаккумуляторе датчики уровня и давления масла дают команду на аварийную остановку гидроагрегата. Уставки настройки приборов маслоиапорной установки представлены в табл. 10.2.
При понижении уровня масла в сливном баке до уровня, при котором невозможна нормальная работа насосов, датчик уровня масла отключает электродвигатели насосов. При появления волы в сливном баке выше нормы датчик 15 подает предупредительный сигнал. Отработанное масло нз системы поступает в сливной бак 24, где фильтруется и частично освобождается от воды и воздуха. Для этого бак оборудуется сетчатым рамнЫм фильтром 26 и воздушным фильтром 27. Зарядка гидроаккумулятора воздухом производится через обратный клапан 20.
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ МНУ
Гидроаккумулятор МНУ представляет собой масловоздушный сосуд, за- полпепный маслом и сжатым воздухом и
Б-Б
Всасывание
Рис. 10.4. Насос масловинтовой:
/—корпус; 1 — вянт ведущий; 3 — винт ведомый; < — обойма; 5 —крышка; 6—подпятник; 7—камера всасывавяя
оборудованный приборами контроля, автоматики н защиты.
Гидроаккумуляторы вместимостью 20, 25, 30 и 36 м3 состоят из двух сосудов: воздушного / (рис. 10.2) и масловоздушного 2, соединенных между собой трубопроводом для совместной работы.
Сосуды гндроаккумулятора представляют собой сварную цилиндрическую конструкцию с эллиптическими днищами, изготовленными из листовой стали.
Сосуды оборудованы лазовымн затворами, грузовыми приспособлениями и опорами для установки их на фундамент.
На гндроаккумуляторе установлены: манометр 3\ указатель уровня масла 4 с прозрачной стеклянной трубкой, ограждением н запорными устройствами, предупреждающими
выход рабочей среды наружу при поломке стеклянной трубки;
датчик уровня масла 5 для сигнализации о высоком и низком уровне масла;
датчик аварийно-низкого уровня масла 6 для аварийной остановки гидроагрегата;
датчики давления для автоматического управления насосами;
датчик давления для остановки гидроагрегата при аварийно-низком давлении. В последних модификациях МНУ датчики давления и вторичные приборы датчиков уровня устанавливаются в отдельно расположенных настенных шкафах;
устройство автоматической подачи воздуха в гидроаккумулятор из воздухосборника ГЭС 7;
Рис. 10.5. Клапан перепускной: /—корпус; 2 — затвор; 3 — золотник; 4 — игла; 5— пружина; £ —электромагнит; 7— рукоятка;
8 — якорь электромагнита
обратный воздушный клапан 8 на лн- нии зарядки гидроаккумулятора воздухом;
все необходимые вентили, в том числе для выпуска масла к воздуха.
Основные габаритные размеры гидро- аккумуляторов, состоящих из одного и двух сосудов, приведены в табл. 10.3.
Масло насосный агрегат (рис. 10.3) состоит из сливного бака и установленных на нем двух или трех мас- ловиитовых насосов (рис. 10.4). На рис. 10.3 изображен маслонасосный агрегат с тремя насосами, третий насос меньших размеров и предназначен для восполнения протечек в системе. Насосы 2 соединяются с электродвигателями 3 эластичными муфтами 4 и устанавливаются с ними на отдельные рамы.
На напорной камере каждого из насосов установлены обратный 6, предохранительный 7 н перепускной 8 клапаны. Напорные патрубки насосов объединены общим коллектором. Запорные вентили 15
Рнс. 10.G. Клапан предохранительный: / — корпус; 2— буксе; 3—дроссель; 4—шток эолотниковый; 3 — пружине нагружеющая позволяют отсоединить любой из насосов и вывести его нз работы без остановки маслонапорной установки.
Сливной бак 1 разделен на зоны чистого и отработанного масла. Между зонами установлен сменный сетчатый фильтр //. Верхняя часть бака, на котором установлены рамы с насосами и электродвигателями, представляет собой жесткую массивную раму.
Сливной бак на 40 % заполнен маслом. В свободный объем бака при ревизиях и ремонтах может быть слито масло нз аккумулятора, сервомоторов направляющего аппарата и трубопроводов. Уровень масла в баке контролируется датчиком уровня 5. Воздушный объем бака соединяется с атмосферой через воздушный фильтр 9. Для смены сетчатого фильтра, а также для очистки, ремонта и окраски внутри бака в верхней части предусмотрен люк с крышкой. На сливном баке установлены также пульт ручного управления 14 с клеммником и датчиком температуры, вентиль 10, соединенный с напорным "коллектором, для выпуска масла нз гндроаккумулятора.
Все фланцы для подсоединения трубопроводов расположены на передней стенке бака, там же располагаются термосопротивление 12 и датчик наличия воды в масле 13. Для электропроводки и кабелей электродвигателя предусмотрены специальные каналы.
Таблица 10.4. Маслонапорные агрегатыТаблица 10.4. Маслонапорные агрегатыotzod eaod mod шн stodotzod eaod mod шн stodРис. 10.7. График зависимости рУ" = const для гндроаккумулятора ГА16/1-40Рис. 10.7. График зависимости рУ" = const для гндроаккумулятора ГА16/1-40n.n.
Таблица 10.4. Маслонапорные агрегаты
Таблица 10.4. Маслонапорные агрегаты
otzod eaod mod шн stod
otzod eaod mod шн stod
Рис. 10.7. График зависимости рУ" = const для гндроаккумулятора ГА16/1-40
Рис. 10.7. График зависимости рУ" = const для гндроаккумулятора ГА16/1-40
n.
n.
Конструкция перепускного клапана изображена на рис. 10.5, предохранительного— на рис. 10.6.
Па маслонасосных агрегатах с тремя насосами имеются дублирующие присоединительные фланцы для использования одной МНУ на два агрегата.
Основные габаритные размеры, а также присоединительные размеры фланцев даны в табл. 10.4.
ВЫБОР ТИПОРАЗМЕРАМАСЛОНАПОРНОП УСТАНОВКИ
Выбор типоразмера МНУ определяется вместимостью гндроаккумулятора. Полный объем гидроаккумулятора УГ1к« состоит из необходимого начального воздушного объема У„, объема масла для процесса регулирования ДУ и запаса масла для нормальной работы гидроаккумулятора У,, т. е.
Кг.кк = ^ + ДИ+У3.
В гидроаккумуляторе для любого момента времени объем воздуха и давление связаны соотношением
pVn = const, поэтому можно записать зависимость между начальными (с индексом <н>) и конечными (с индексом 1) значениями параметров воздуха после израсходования объема масла ДУ
PnV* = PlV"-
VVН Н
V
V
Н
Н
В конце аварийного закрытия объем воздуха в гндроаккумуляторс будет Е| = «Ии + ЛГ, а давление pi = рм,ж- Тогда из предыдущего уравнения
ДЕ
Максимальный объем израсходованного из гидроаккумулятора масла состоит из трех составляющих: объема масла, затраченного на пуск, набор нагрузки, сброс (стабилизацию) при нормальном регулировании гидротурбины АЕрег; объема масла для работы аварийного реле давления ДЕР. *; объема масла, необходимого для процесса аварийной остановки агрегата ДУаж. Объем гидроаккумулятора будет определяться зависимостью
Егакк = (АЕрсг 4” АЕр. д 4* А1 аи) X
Объем AVper определяется из условий самого неблагоприятного процесса регулирования. Необходимо, чтобы при отсутствии питания электродвигателей насосов н при начальном давлении в гидроаккумуляторе, соответствующем включению основного насоса, маслонапориая установка могла обеспечивать автоматическую остановку гидроагрегата, его пуск с набором мощности до 5 % номинальной и повторную остановку гидроагрегата. При этом перерыв между началом остановки и последующим пуском должен быть не более 5 мин.
В запасной объем масла ДГ, включается также объем, необходимый для предотвращения выхлопа воздуха в гидравлическую систему. После израсходования
Рис. 10.9. Номограмма для предварительного выбора маслонапорных установок поворотно-лопастных турбин
масла на аварийную остановку гидроагрегата обычно принимают
ДЕ3 - (0,05 + 0,07) РГЗкк.
Выбранный объем гндролккумулятора проверяется графически. Па графике зависимости pVn = const строятся две кривые, соответствующие расширению объема воздуха при изотермическом процессе (показатель политропы /1=1) и при адиабатическом процессе ^п — 1,41). При этом проверяется нанвыгоднсйшсс отношение между начальным объемом воздуха, давлением в конце аварийного закрытия и оставшимся запасом масла в гндроаккумуляторс.
На рис. 10.7 изображен график зависимости pVn = const для гидроаккумулятора объемом 16 м3. Приближенные соотношения между объемом гидроэккумуля- тора и объемами сервомоторов турбин различных типов принимают равными (мэ):
для ПЛ турбин
Егакк ®^ (18 + 20) I с. н. а 4 (4 -V 4,5) Ес. р. к;
для РО турбин
Егакк^(18 4- 20) Ес. „. а, где Ес. н. а — объем сервомоторов направляющего аппарата гидротурбины, м3; Ес. р. к — объем сервомотора рабочего колеса, м\
Для РО турбин с холостым выпуском и затвором, сели последние управляются маслом от МНУ,
Егакк (18 " 20) Ес. н. а 4+ ЗЕС.Э +(9 4-10) Ес. х. 8.
где Ес. з — объем сервомоторов затвора, м3; Ес. х.в — объем сервомоторов холостого выпуска, м3.
Объем воздуха, м\ в гидроаккумуляторе при номинальном давлении принимается равным
Ев. н ~ (0,6 + 0,7) Егакк.
Для предварительного выбора типоразмера МНУ можно также пользоваться номограммами Я. Л. Духовного и Л. М. Шифрина [8], построенными в зависимости от диаметра рабочего колеса, его типа и максимального напора воды (рис. 10.8, 10.9).
ААЛСЛООХЛАДИТЕЛЬНАЯУСТАНОВКА
В процессе работы гидравлической системы все потери, как гидравлические, так и механические, связанные с совершением работы и перемещением масла, превращаются в теплоту. Эта тепловая энергия аккумулируется в системе маслом, температура которого со временем повышается. Когда температура масла становится выше температуры окружающего воздуха, нами-
нается рассеивание теплоты из системы в окружающий воздух. Рассенпапие происходит с поверхности труб и элементов системы путем конвекции и лучеиспускания. При достижении определенной разности температур тепловой поток, уходящий из системы. становится равным тепловому потоку, поступающему в систему в единицу времени, т. е. наступает тепловой баланс для данного установившегося режима работы.
На ГЭС, расположенных в районах с высокой температурой воздуха (например, в странах с тропическим климатом), при значительных колебаниях нагрузки гидроагрегатов, высоком давлении масла в гидроаккумуляторе температура масла достигает 50 °C и выше, что приводит к снижению вязкости масла. При этом увеличиваются протечки масла в механизмах системы и возрастают объемные потери в насосах МНУ, что, в свою очередь, ведет к дополнительному образованию теплоты в системе; увеличивается также количество растворенного воздуха в масле, быстрее происходит окисление масла; понижается КПД насосов и системы в целом.
Тепловой баланс в системе можно представить уравнением
И7 аГ (еуст — 60),где U7— тепловой поток, поступающий всистему за 1 ч, кДж; F—площадь поверх-ности системы, участвующей в теплопере-даче, м2; вУст — установившаяся темпера-тура масла в системе, 42; в0 —температураокружающего воздуха, °C; а —коэффици-ент теплоотдачи системы, кДж/(м2-ч град).
Из этого уравнения
еуст =4- 0о J < 50 °C.
Если установившаяся температура масла в системе оказывается выше 50 °C, то к гидравлической системе подключается маслоохладитсльная установка (рис. 10.10). При наличии маслоохладителя площадь теплообмена увеличивается
U7 ,=, аЕАв -4- A|FtA0Cp, где М — средний коэффициент теплопередачи маслоохладителя, кДж/(м2-чград); f। — рабочая площадь поверхности маслоохладителя, м2; А0ср — среднелогарифмическая разность температур масла и охлаждающей воды в маслоохладителе при его работе, °C.
Решив уравнение теплового баланса относительно Fv, получим необходимую площадь поверхности маслоохладителя, м2:
г 1Г — аР№Г ■ =■ •
*»ДОср
При расчете Fv принимается а « = 38 кДж/(м2-чтрад), kx и Д6ср выбираются нз технических данных маслоохладителя используемого типа.
Рис. 10.10. Маслоохладительная установка: / — вентиль с электромагнитом; 9 — поворотный кран; 3 — манометр; 4 — маслоохладитель: 6 — насос с электродвигателем; # —термометр: 7 — указатель течения; 8 — вентиль аапорный; 9 — сливной бак МНУ
МАСЛОПАПОРНЫЕ УСТАНОВКИНА ДАВЛЕНИЕ 6,3 МПа
Увеличение единичной мощности гидроагрегатов, создание гидротурбин с индивидуальным приводом лопаток направляющего аппарата, мощных обратимых гидроагрегатов потребовало увеличения объема маслонапорных установок. Для уменьшения размеров гидропривода более целесообразным оказалось повысить давление с 4 до 6,3 МПа.
Для системы регулирования Саяно-Шу- шепской ГЭС была создана маслоиапорная установка МНУ25-2/63-3, в которой сохранены принцип действия и гидромеханическая схема обычной МНУ. Однако в связи с тем. что при повышении давления воздух растворяется в масле более интенсивно, изменена конструкция гидроаккумулятора — уменьшен диаметр сосудов, увеличена нх высота. Гндроаккумулятор дополнительно оборудован предохранительным воздушным клапаном 28 и грузовым клапаном 29 (ряс. 10.1), установленным на напорном патрубке внутри сосуда н не допускающим выхлоп воздуха в систему при понижении в нем уровня масла.
Для лучшей очистки отработанного масла сливные баки МНУ оборудованы магнитными фильтрами. При наличии индивидуального гидропривода на гидротурбине и увеличения в связи с этим протечек в системе каждая МНУ оборудована мас- лоохладнтелъной установкой.
На рис. 10.П показан общий вид МНУ25-2/63-3. По конструкции МНУ отли-
а)б)а)б)Рис. 10.13. Последовательность операций при управлении от местного ключа: а — пуск насоса; б — остановка насосаРис. 10.13. Последовательность операций при управлении от местного ключа: а — пуск насоса; б — остановка насосаРис. 10.12. Структурная схема системы управления МНУРис. 10.12. Структурная схема системы управления МНУ
а)б)
а)б)
Рис. 10.13. Последовательность операций при управлении от местного ключа: а — пуск насоса; б — остановка насоса
Рис. 10.13. Последовательность операций при управлении от местного ключа: а — пуск насоса; б — остановка насоса
Рис. 10.12. Структурная схема системы управления МНУ
Рис. 10.12. Структурная схема системы управления МНУ
чается наличием вертикальных насосов и компоновкой насосного агрегата. Эта МНУ была принята за основу для разработки следующих четырех типоразмеров МНУ на давление 6,3 МПа (табл. 10.1).
СИСТЕМА АВТОМАТИЧЕСКОГОУПРАВЛЕНИЯ МАСЛОНАПОРНОЙУСТАНОВКОЙ
Система автоматического управления МНУ поддерживает в заданных пределах
давление и уровень масла в гидроакктму- ляторе, контролирует температуру масла в. сливном баке, а при наличии маслоохладительной установки поддерживает температуру масла в сливном баке, формирует предупредительные сигналы об отклонении контролируемых параметров от заданных значений, а также команды аварийной остановки гидроагрегата, когда дальнейшая работа невозможна. Структурная схема системы управления показана на рис. 10.12. Полный комплект приборов и устройств.
системы управления маслонапорной установкой показан на рис. 10.1.
Система управления МНУ выполнена на базе бесконтактных датчиков. Для связи с устройствами общестанцноиной сигнализации и управления применяются герконовые реле. Устройства формирования команд и сигналов, элементы управления режимами работы насосов расположены в электропанели автоматики.
Управление электродвигателями насосов производится командами по значению давления. Работа электродвигателей возможна в режимах ручного управления от местных ключей и автоматического управления от электропанели.
Последовательность операций при пуске и остановке электродвигателей насосов от местных ключей, расположенных на сливном баке около электродвигателей, указана на рис. 10.13. Ключ имеет три положения: «Ручное», «Отключено», «Автомат».
Следует отметить, что при управлении насосами от местных ключей контроль за давлением и "уровнем масла в гидроаккумуляторе производится оператором визуально по манометрам и масломерному стеклу. Автоматическая часть системы управления в этом случае в работе не участвует, так как местный ключ действует непосредственно на пусковое устройство электродвигателя. При управлении от электропанели
каждый насос МНУ может работать в режимах: «Основном»; «Первом резервном»; «Втором резервном»; «Ручном», Первые три режима, задаваемые ключами электропанели, подразделяются каждый на непрерывный и прерывистый. При непрерывном режиме после поступления команды «Нормальное давление» электродвигатель насоса работает через открытый перепускной клапан. В прерывистом режиме работы насосы останавливаются командой «Нормальное давление». «Основной», «Первый резервный», «Второй резервный» режимы различаются между собой уставками включения электродвигателей.
Дистанционный пуск насоса от элек- тропанелн и последовательность операций поясняются рис. 10.14. Ключ местного управления должен быть установлен в положение «Автомат». Запуск электродвигателя возможен только при полностью открытом перепускном клапане, т. с. пуск электродвигателя производится без нагрузки. При установке режимного ключа элек- тропансли в положение «Ручное» электродвигатель насоса включается, сети давление в МНУ ниже нормального.
Если в процессе работы электродвигателя насоса в сети собственных нужд ГЭС, от которой питается электропанель, исчезает напряжение, а затем снопа восстанавливается, ио давление в МНУ понижается до уставки включения насоса, то включение электродвигателя происходит с
Рис. 10.14. Диаграмма пуска насоса МНУРис. 10.14. Диаграмма пуска насоса МНУРнс.Рнс.10.15. Диаграмма остановки насоса МНУ10.15. Диаграмма остановки насоса МНУМооло от oMNijM^Asifiopa пниМооло от oMNijM^Asifiopa пниРис. 10.16. Регулятор уровня масла РУМ-3: / — груз; 2 — рычаг; 3 — стяжка; 4—корпус; 5—толкатель; б — пружина; 7, /0 —шарик; 8 — кольцо; У—гайка; // — рискаРис. 10.16. Регулятор уровня масла РУМ-3: / — груз; 2 — рычаг; 3 — стяжка; 4—корпус; 5—толкатель; б — пружина; 7, /0 —шарик; 8 — кольцо; У—гайка; // — риска
Рис. 10.14. Диаграмма пуска насоса МНУ
Рис. 10.14. Диаграмма пуска насоса МНУ
Рнс.
Рнс.
10.15. Диаграмма остановки насоса МНУ
10.15. Диаграмма остановки насоса МНУ
Мооло от oMNijM^Asifiopa пни
Мооло от oMNijM^Asifiopa пни
Рис. 10.16. Регулятор уровня масла РУМ-3: / — груз; 2 — рычаг; 3 — стяжка; 4—корпус; 5—толкатель; б — пружина; 7, /0 —шарик; 8 — кольцо; У—гайка; // — риска
Рис. 10.16. Регулятор уровня масла РУМ-3: / — груз; 2 — рычаг; 3 — стяжка; 4—корпус; 5—толкатель; б — пружина; 7, /0 —шарик; 8 — кольцо; У—гайка; // — риска
выдержкой времени 3—5 с. Остановка насоса н последовательность операций при этом поясняются рис. 10.15.
Надо отметить, что, несмотря на предварительную установку режима работ «Непрерывный», электродвигатель насоса будет останавливаться при срабатывании одной из следующих защит: Аварийно-низкий уровень масла в сливном баке; Ключ электропанели в положении «Отключено»; Защита пускового устройства; Направляющий аппарат закрыт. Электродвигатель насоса останавливается после открытия перепускного клапана, т. е. производится предварительная разгрузка, а затем остановка. Если одна из отключающих команд действует в момент, когда перепускной клапан еще не открылся полностью, то подается команда на остановку электродвигателя с одновременной выдачей предупредительного сигнала «Неисправность перепускного клапана».
При изменениях соотношений объемов воздуха и масла в гидроаккумуляторах
маслонапорных установок необходимо периодически включать устройства пополнения воздуха. Если на ГЭС имеется воздушный ресивер, давление в котором на 0,1—0,2 МПа больше нормального давления маслонапорной установки, может быть применен регулятор уровня масла РУМ-3 или клапан впуска воздуха с электромагнитным приводом.
Принцип работы регулятора РУМ основан на изменении массы груза, уравновешенного пружиной, при погружении его в масло (рис. 10.16). Точность поддержания уровня масла в гидроаккумуляторе зависит от режима работы насосов МНУ, утечки воздуха из сосудов, давления в ресивере ГЭС и других причин и находится в пределах ±25 мм от нормального уровня. Некоторые маслопапорпые установки оснащены клапаном впуска воздуха с соленоидным приводом. 13 этом случае сигнал управления электромагнитом формируется электропапелью автоматики по сигналам от датчика уровня масла в гпдроак-
кумуляторе и датчика давления. Алгоритм управления соленоидом клапана впуска воздуха показан на рис. 10.17. При автоматическом режиме' "управления соленоид включается командой «Уровень включения воздуха*. Гидроклапан открывается и происходит подача воздуха от ресивера ГЭС в гидроаккумулятор. Отключается соленоид либо командой «Давление отключения воздуха» (выше нормального давления МНУ), либо командой «Уровень отключения воздуха».
Маслоохладительная установка (МУ) поддерживает температуру масла в определенных пределах путем включения и отключения подачи охлаждающей воды. Включение клапана охлаждающей воды и насоса. перекачки масла производится при повышении температуры масла до уставки «Включение МУ». При снижении температуры до уставки «Отключение МУ» насос и клапан отключаются. Возможно управление МУ в ручном режиме от ключа местного управления и ключа, расположенного в электропаиели. В МУ применяется асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором. Пусковым устройством двигателя является тиристорная станция.
Рис. 10.17. Схема управления подачей сжатого воздуха: а — включение подачи воздуха; б — отключение
ЭЛЕКТРОПАНЕЛЬ АВТОМАТИКИ
Все устройства, которые обеспечивают связь между первичными датчиками давления, уровня, температуры, положения и исполнительными устройствами, а также позволяют задать или изменить режим работы, уставку, конструктивно расположены в электропанелях. Электропанели выпускаются двух типов: КА и КАИ и отличаются между собой элементной базой.
В настоящее время выпускаются панели типа КАИ. Электропанель представляет собой односекционную стойку, в которой установлены следующие блоки (рис. 10.18): питания, гндроаккумулятора, сливного бака, насосов.
Блок питания преобразует напряжение собственных нужд ГЭС в напряжение питания соленоидов, реле, микросхем, сигнальных ламп и др.
Блок гндроаккумулятора преобразует непрерывные аналоговые токовые сигналы датчиков давления и уровня в команды управления и сигнализации.
Блок сливного бака формирует команды управления маслоохладительной установкой, подачей воздуха и контролирует уровень масла в сливном баке.
Блок насосов принимает команды, сформированные в других блоках, и задает алгоритм управления насосами.
Каждый блок выполнен на базе шасси. внутри которого устанавливаются печатные платы, на лицевой и задней панелях находятся необходимые органы управления и контроля.
В стойке установлены узкопрофильные приборы — миллиамперметры для визуального наблюдения за основными контролируемыми параметрами: давлением, уровнем масла в гидроаккумуляторе и температурой масла в сливном баке. В нижней частя стойки расположены клеммники для внешнего электрического подсоединения проводов на 150 клемм. Доступ к клеммнику обеспечивается с обеих сторон панели. Электропанели изготавливаются как в обычном и экспортном, так и в экспортном тро- 150
пнческом исполнении. В зависимости от исполнения маслонапорной установки применяются электропанели различных типов (табл. 10,6).
В электропанелях управления маслонапорной установкой формируются следую-
Рис. 10.18. Электропанель автоматики МНУ: /—место установки узкопрофильных приборов: 5 — блоки; 3 — тумблер «Контроль ламп»; 4— клеммник (дверь снята)
Таблица 10.5. Типы элсктропанелеЙ
Тил электро- панели
Число НЖСОСОВ
Давление, МПа
Масса, кг
КА
2
4; 6,3
150
КА-01
3
4, 6Д
130
КАН
3
4
130
КАИ-01
3
6,3
130
КАИ-0,7
3
4
130
КАИ-08
3
6,3
130
Примечание. Потребляемая мощность электропанелеЛ всех типов составляет 400 В • А.
щне предупредительные и аварийные сигналы, которые отображаются с помощью сигнальных ламп на лицевых панелях блоков:
высокое давление;
низкое давление;
аварийно-низкое давление;
высокий уровень масла в аккумуляторе;
высокий уровень масла в сливном баке;
низкий уровень масла в аккумуляторе; низкий уровень масла в сливном баке; аварийно-низкий уровень масла в аккумуляторе;
аварийно-низкий уровень масла в сливном баке;
высокая температура масла; низкая температура масла; резервный насос включен;
сработала защита пускового устройства электродвигателя;
неисправность электропитания; неисправность перепускного клапана.
В электропанелях типов КАИ-07 и КАИ-08 имеются блоки контроля частоты вращения гидроагрегата. Функционального отношения к системе управления МНУ они не имеют (см. § 11.4).
ПУСКОВЫЕ УСТРОЙСТВАЭЛ ЕКТРОДВ И Г АТЕЛ Ей
В качестве пусковых устройств электродвигателей применяются тиристорные станции управления (ТСУ). Тиристорные станции предназначены для управления асинхронными электродвигателями с короткозамкнутым ротором. Станции выполняют операции бесконтактного пуска и остановки электродвигателей. Они -обладают высоким быстродействием и обеспечивают значительное ограничение пусковых токов электродвигателей и по сравнению с ранее применявшимися для этих целей контакторами имеют практически неограниченное число срабатываний (включений— отключений). В схеме станции предусмотрены максимальная токовая защита н защита от перегрузок. Схемы блокнров-
Таблнца 10.6. Параметрытиристорных станций
Тип станции
Хе ° 1 X х<
Габаритные размеры, мм
м
3 и
5
ТСУ-16Ы2Б1УЗ
10
100X190X390
50
ТСУ-161-32Б1
25
700X790X780
96
ТСУ-161-42Б1
40
700X790X780
118
ТСУ-161-52Б1
63
700X790X1170
160
ТСУ-161-72Б1
160
700Х790ХИ70
193
кн н автоматики станции выполнены на бесконтактных элементах, что позволяет дистанционно и автоматически управлять электроприводами насосов при длительности импульса в несколько миллисекунд.
В системе управления МНУ в качестве пусковых устройств применяются тиристорные станции управления серии ТСУ-lol (табл. 10.6).
Технические данные ТСУ:
Напряжение питания, В . . .380
Станция допускает работу в повторно-кратковременном режиме с повторным вклю
чением, %15; 25; 40; 60
Максимально допустимая ча- тота включения за 1 ч . . .6000
Станции выпускаются с тйристорами, включенными в две фазы по встречно-параллельной схеме. Отключение двигателя обеспечивается в течение половины периода рабочей частоты сети.
ДАТЧИКИ ДАВЛЕНИЯ МАСЛАВ ГИДРОАККУМУЛЯТОРЕ
Маслонапорная установка оснащена датчиками давления, которые преобразуют избыточное давление п унифицированные токовые выходные сигналы 0—5 мА (бесконтактные датчики) или выдают дискретные сигналы (контактные датчики н реле давления).
Технические характеристики бесконтактных датчиков, которые применяются на МНУ или могут быть применены, приведены п табл. 10.7.
Питание манометров осуществляется от сети переменного тока напряжением 220 В, частотой 50 Гц. Потребляемая мощность составляет не более 5 В-А. Манометры устойчивы к воздействию вибрации до 30 Гц амплитудой до 0,2 мм. Класс точности составляет 1.
Для обеспечения надежности защиты гидроагрегата при снижении давления в МНУ до аварийно-низкого значения контроль этого давления производится двумя реле давления, работающих от сети опсра- ливного постоянного тока я от сети соб-
НаименованиеТипВерхний предел измерения, МПаГабаритные размеры, ммМасса.Вторим- приборМанометр пружинный электрическийМанометр показывающий с электрическим выходнымМПЭ6,1160X225X2264—МП46,1170X206X1313,6—-Преобразователь избыточного давления«Сапфир 22ДИ»6,1110X112X245322БП-36Манометр пружинный электрическийМП-Э26,1257X242X3087,5УП-20НаименованиеТипВерхний предел измерения, МПаГабаритные размеры, ммМасса.Вторим- приборМанометр пружинный электрическийМанометр показывающий с электрическим выходнымМПЭ6,1160X225X2264—МП46,1170X206X1313,6—-Преобразователь избыточного давления«Сапфир 22ДИ»6,1110X112X245322БП-36Манометр пружинный электрическийМП-Э26,1257X242X3087,5УП-20Таблица 10.7. Технические характеристики бесконтактных датчиков давленияТаблица 10.7. Технические характеристики бесконтактных датчиков давленияНаименованиеТипПредел измерения уровня.Габаритные размеры, ммМасса.Вторим- приборУровнемер буйковыйУБ-Э0-1533X210X17815УП-20электрическийУровнемер емкостныйРУС0—1,6 0-0,6; 0-1,0;Зависит от11ПИСигнализатор уровняСУС-160-1,6Определяетсядлины измерительной трубы145X135X2353,5ВПРПреобразователь индук-ПИЩ-6-1положением То же19X28X800,68—тявпый щелевойДатчик уровняДУЖЭ-200М>>160X443,7—НаименованиеТипПредел измерения уровня.Габаритные размеры, ммМасса.Вторим- приборУровнемер буйковыйУБ-Э0-1533X210X17815УП-20электрическийУровнемер емкостныйРУС0—1,6 0-0,6; 0-1,0;Зависит от11ПИСигнализатор уровняСУС-160-1,6Определяетсядлины измерительной трубы145X135X2353,5ВПРПреобразователь индук-ПИЩ-6-1положением То же19X28X800,68—тявпый щелевойДатчик уровняДУЖЭ-200М>>160X443,7—Та блица 10.9. Технические характеристики датчиков уровняТа блица 10.9. Технические характеристики датчиков уровняГлава 11СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИИ УЗЛАМИ ГИДРОТУРБИНЫГлава 11СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИИ УЗЛАМИ ГИДРОТУРБИНЫпро^ое Синийпро^ое Синийпроке лисухаиехав хагрузхвпроке лисухаиехав хагрузхв8085080850
Наименование
Тип
Верхний предел измерения, МПа
Габаритные размеры, мм
Масса.
Вторим- прибор
Манометр пружинный электрический
Манометр показывающий с электрическим выходным
МПЭ
6,1
160X225X226
4
—
МП4
6,1
170X206X131
3,6
—-
Преобразователь избыточного давления
«Сапфир 22ДИ»
6,1
110X112X245
3
22БП-36
Манометр пружинный электрический
МП-Э2
6,1
257X242X308
7,5
УП-20
Наименование
Тип
Верхний предел измерения, МПа
Габаритные размеры, мм
Масса.
Вторим- прибор
Манометр пружинный электрический
Манометр показывающий с электрическим выходным
МПЭ
6,1
160X225X226
4
—
МП4
6,1
170X206X131
3,6
—-
Преобразователь избыточного давления
«Сапфир 22ДИ»
6,1
110X112X245
3
22БП-36
Манометр пружинный электрический
МП-Э2
6,1
257X242X308
7,5
УП-20
Таблица 10.7. Технические характеристики бесконтактных датчиков давления
Таблица 10.7. Технические характеристики бесконтактных датчиков давления
Наименование
Тип
Предел измерения уровня.
Габаритные размеры, мм
Масса.
Вторим- прибор
Уровнемер буйковый
УБ-Э
0-1
533X210X178
15
УП-20
электрический
Уровнемер емкостный
РУС
0—1,6 0-0,6; 0-1,0;
Зависит от
11
ПИ
Сигнализатор уровня
СУС-16
0-1,6
Определяется
длины измерительной трубы
145X135X235
3,5
ВПР
Преобразователь индук-
ПИЩ-6-1
положением То же
19X28X80
0,68
—
тявпый щелевой
Датчик уровня
ДУЖЭ-200М
>>
160X44
3,7
—
Наименование
Тип
Предел измерения уровня.
Габаритные размеры, мм
Масса.
Вторим- прибор
Уровнемер буйковый
УБ-Э
0-1
533X210X178
15
УП-20
электрический
Уровнемер емкостный
РУС
0—1,6 0-0,6; 0-1,0;
Зависит от
11
ПИ
Сигнализатор уровня
СУС-16
0-1,6
Определяется
длины измерительной трубы
145X135X235
3,5
ВПР
Преобразователь индук-
ПИЩ-6-1
положением То же
19X28X80
0,68
—
тявпый щелевой
Датчик уровня
ДУЖЭ-200М
>>
160X44
3,7
—
Та блица 10.9. Технические характеристики датчиков уровня
Та блица 10.9. Технические характеристики датчиков уровня
Глава 11СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИИ УЗЛАМИ ГИДРОТУРБИНЫ
Глава 11СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМАМИИ УЗЛАМИ ГИДРОТУРБИНЫ
про^ое Синий
про^ое Синий
проке лисухаиехав хагрузхв
проке лисухаиехав хагрузхв
80
850
80
850
ственных нужд ГЭС. Основные технические характеристики применяемых реле указаны в табл. 10.8.
Таблица 10.8. Технические характеристики реле давления
Наямено-
Тип
5 Зх
Габаритные размеры, мм
*
5
Реле давления
РД-70
7
255X125X200
6,5
Датчик- реле давления
РД-2-0М5
\
6,3
135X77X180
1,35
Принцип действия реле РД-70 и РД-2-ОМ5 основан на уравновешивании силы, создаваемой давлением контролируемой среды на сильфон, и силами упругих деформаций сильфона и пружины.
ДАТЧИКИ УРОВНЯ
На гидроаккумуляторе устанавливается уровнемер, который непрерывно преобра
зует меняющийся уровень в пропорциональный электрический токовый сигнал 0—5 мА. Сливной бак комплектуется датчиками СУС-160М и поплавковым указателем уровня ПИЩ-6-1.
Типы применяемых датчиков и краткие технические данные указаны в табл. 10.9.
Принцип действия уровнемера УБ-Э основан на изменении положения уравновешенного груза при его погружении в масло. Нарушение равновесия груза через кинематическую передачу передается на подвижный элемент магнитоэлектрического преобразователя, ток которого является выходным сигналом уровнемера. Полупроводниковый усилитель типа УП-20, входящий в комплект поставки, устанавливается отдельно.
Работа уровнемера типа РУС основана на емкостно-импульсном методе измерения уровня, использующем переходные процессы, протекающие в цепи емкостного датчика, периодически подключаемого к источнику постоянного тока. В состав уровнемера входят первичный преобразователь (ПП), устанавливаемый на гидроаккумуляторе, и передающий преобразователь измерительный (ПИ). Конструктивно ПП выполнен в виде металлических коаксиальных труб. Преобразователь ПИ предназначен для преобразования напряжения сети в на-
пряжение постоянного тока для всех цепей уровнемера н формирования выходного сигнала 0—5 мА.
Сигнализатор уровня СУС-16 контролирует уровень раздела двух сред с резко отличающимися значениями диэлектрической проницаемости (масдо — вода) и состоит из первичного преобразователя ПП-16 и вторичного преобразователя регистрирующего (ВПР). Назначение прибора — контролировать наличие воды в масле сливного бака и формировать предупредительный сигнал. Преобразователь ПП-16 устанавливается в нижней части сливногц бака.
Преобразователь индуктивный щелевой ПИЩ-6-1, входящий в поплавковый указатель уровня, показан на рис. 10.19. Конструктивно преобразователь выполнен в виде коробки из ударопрочного полистирола и герметизирован компаундом. Корпус преобразователя 1 имеет щель 2 шириной 6 мм и глубиной 18,5 мм. При введении в щель металлической пластины происходит срыв генерации в электрической схеме преобразователя. Выходной транзистор 3 схемы открывается, что вызывает срабатывание реле или логического элемента, включенных в эту цепь. Металлическая пластина связана с поплавком указателя уровня и поочередно входит в щель трех датчиков, установленных на определенных отметках. Таким образом контролируется высокий, низкий и аварийно-низкий уровни масла в сливном баке. Питание преобразо-
УПРАВЛЕНИЕ ЭЛЕМЕНТАМИГИДРОТУРБИНЫ
Автоматический контроль работы основных узлов гидротурбины и управление ее вспомогательным оборудованием до последнего времени выполнялись с применением контактных средств автоматики. В настоящее время с развитием электроники и выпуском современной аппаратуры эти задачи осуществляются с использованием бесконтактных элементов. Некоторые крупные гидроэлектростанции (Саяно-Шушенская, Майнская, Нижнекамская, Чебоксарская и др.) оснащены такими системами. Применение бесконтактных элементов позволило улучшить надежность системы и сократить эксплуатационные расходы на обслуживание.
В структурном отношении системы управления и контроля представляют собой совокупность первичных преобразователей контролируемых параметров, логических устройств, пребразующих по определенным
Симий провозAxmuixaf нагрузка
Рис. 10.19. Преобразователь индуктивны щелевой ПИЩ-6-1 со схемой подключени:
вателя производится напряжением 12 1 постоянного тока от электропанели.
Для контроля положения перепускные клапанов насосов МНУ применяются эп же датчики. Для контроля аварнйио-низ кого уровня масла в гидроаккумулятор" применяется датчик типа ДУЖЭ-200М Принцип действия датчика основан на нс пользовании выталкивающей силы, дей ствующей на буек, при изменении уровнг масла.
алгоритмам сигналы первичных преобразователей в управляющие команды, и исполнительных элементов (электродвигателей, пусковых устройств, соленоидов и других компонентов).
На рис. 11.1 показан комплект устройств управления и контроля механизмов радиально-осевой гидротурбины с направляющим подшипником на масляной смазке. Схема дает наглядное представление о расположении первичных датчиков контролируемых параметров, об объеме контроля.
Подшипники гидротурбин могут быть на масляной или водяной смазке. Подшипники на водяной смазке подразделяются на подшипники с проточной смазкой н смазкой с замкнутой циркуляцией. На подшипниках с масляной смазкой и водяной смазкой с замкнутой циркуляцией производится тепловой контроль, а на водяных проточных подшипниках — контроль расхода воды н уровня воды в ванне подшипника. Контроль температуры производится манометрическими термометрами ТПГ-СК,
ТПГ4-У1 н термосопротивлениями TCM-
В типовой схеме контроля подшипника с масляной смазкой используются три элек- трокоптактных термометра ТПГ-СК, три термометра ТПГ4-У1 и три термосопротив- ленпя. Термобаллоны приборов каждого типа и термосопротивлеиия пойарно устанавливаются в диаметрально противоположных вкладышах, а остальные температурные датчики измеряют температуру масла в ванне подшипника. Термометры устанавливаются в двух температурных щитах. Длина капилляра выбирается в зависимости от расстояния между щитами и под- шпнпниом. Элсктрокоптактные термометры ТПГ-СК включаются в цепи станционной сигнализации и аварийной остановки, а выходные электрические токовые сигналы термометров ТПГ4-У1 поступают в электропанель автоматики (блок подшипника). В электропанели формируются предупредительные сигналы о высокой температуре. Термосопротивлеиия используются в лого- метрических цепях гидроэлектростанции для автоматической записи температуры.
В подшипнике с замкнутой водяной циркуляцией устанавливаются термобаллоны электроконтактиого термометра ТПГ- СК н термометра с электрическим выходным сигналом ТПГ4-У1, термосопротивление ТСМ-0879. Термометры и термосопротивление измеряют температуру воды в ванне подшипника. При повышении температуры до определенной уставки включается соленоид клапана подачи охлаждающей воды. При снижении температуры клапан отключается.
Контроль уровней масла в масляном подшипнике обеспечивает специальный датчик уровней. В датчике уровней используются три индуктивных щелевых преобразователя ПИЩ-6-1. Датчик применяется для контроля уровня жидкости в открытых сосудах и позволяет контролировать три уровня. Минимальная разница между отметками уровней составляет 50 мм, максимальная не ограничивается.
Электрические сигналы от датчика уровней поступают в электропанель, где формируются соответствующие предупредительные сигналы. Проточные водяные подшипники комплектуются приборами контроля расхода, уровня воды и контроля верхнего уплотнения. Расход воды через подшипник контролируется дифференциальным манометром-расходомером типа ДМЭР-МИ в комплекте с дроссельной шайбой, установленной на подводящем трубопроводе. Манометр устанавливается или под дроссельной шайбой, или в щите контроля расхода. Если расходомер установлен в щите, обязательно используется барботажный способ измерения расхода.
При нормальной работе агрегата в ванне подшипника поддерживается избыточное давление около 0,1 МПа, т. е. ванна под
шипника заполнена водой. Давление устанавливается дросселем на подводящем и вентилем на отводящем трубопроводах пи манометру. В верхней части ванны подшипника установлен датчик СУС-13, который дает команду на аварийную остановку при снижении уровня воды. Аналогичный датчик установлен над ванной подшипника и дает предупредительный сигнал в случае срыва верхнего уплотнения ванны.
Лекажный агрегат предназначен для перекачки протечек масла в системе регулирования в сливной бак МНУ. В сборный бачок лекажного агрегата масло поступает самотеком. Датчик уровней, установленный на бачке, подает команду на включение электродвигателя масляного насоса при повышении уровня и отключает электродвигатель при опорожнении бачка. Если уровень масла по каким-то причинам чрезмерно повышается, то подается предупредительный сигнал «Высокий уровень». Сигналы датчика уровней управляют работой насоса через электропанель, где установлен режимный ключ, имеющий три положения: «Ручное», «Отключено», «Автомат». Пусковым устройством электродвигателя является тиристорная станция ТСУ-161-12. Возможно управление двигателем от местного ключа, расположенного возле насоса. При автоматической работе местный к режимный ключи устанавливаются в положение «Автомат». Состояние срезных пальцев направляющего аппарата контролируется бесконтактными датчиками ПИЩ-6-1. Датчики контроля пальцев электрически связаны с электропанелью (блок контроля положений механизмов). При срезе пальца (пальцев) на выходе датчика появляется электрический сигнал. Этот сигнал (сигналы) преобразуется в блоке элсктропанели и во внешние электрические цепи подается сигнал «Палец срезан», а на лицевой панели высвечиваются номера лопаток направляющего аппарата, у которых срезаны пальцы.
Освобожденное и введенное положение стопоров направляющего аппарата и стопора ротора (только для капсульных машин) контролируются датчиками ПИЩ-6-1. Выходные электрические цепи датчиков связаны с электропанелью (блок контроля положений механизмов), где формируется команда «Стопоры освобождены» и сигналы «Стопоры освобождены», «Стопоры введены». В блоке имеются сигнальные лампы, которые показывают положение стопоров направляющего аппарата и стопора ротора.
В зависимости от конструкции уплотнения для контроля его положений (освобождено, включено) используются датчики ПИЩ-6-1 или реле давления ГД-1-ОМ. Электропанель принимает сигналы этих датчиков, формирует команду «Ремонтное уплотнение освобождено» н сигнал «Ремонтное уплотнение включено».
УзелИсполнение электропемелей- '—гидротурбиныКАИ-02КАИ-ОЗКАИ-01КАИ-05КАИ-06БлокПодшипник водяной проточныйПодшипник масляный++4-4-Подшипникаили водяной с замкнутой циркуляциейОткачка воды с крышки турбиныЛекажный насосСрезные пальцы4-+ 4-4-4- +4-+4-4-Лекажного насоса дренажной водыТо жеКонтроля положения м-Синхронизация сопл и отсекателейСтопоры4-+4-+ханизмовРемонтное уплотнение++4-Подача воздуха в режиме синхронного ком-+++Синхронного компенс:пенсатораПодача воздуха в переходном режиме+Управления подачей во;Уплотнение подшипникаУплотнение вала (смаз-4-+духа Подшипникака)Уплотнение направляющего аппарата4-МеханизмовУзелИсполнение электропемелей- '—гидротурбиныКАИ-02КАИ-ОЗКАИ-01КАИ-05КАИ-06БлокПодшипник водяной проточныйПодшипник масляный++4-4-Подшипникаили водяной с замкнутой циркуляциейОткачка воды с крышки турбиныЛекажный насосСрезные пальцы4-+ 4-4-4- +4-+4-4-Лекажного насоса дренажной водыТо жеКонтроля положения м-Синхронизация сопл и отсекателейСтопоры4-+4-+ханизмовРемонтное уплотнение++4-Подача воздуха в режиме синхронного ком-+++Синхронного компенс:пенсатораПодача воздуха в переходном режиме+Управления подачей во;Уплотнение подшипникаУплотнение вала (смаз-4-+духа Подшипникака)Уплотнение направляющего аппарата4-МеханизмовТаблица 11.1. Исполнение и состав электропанелейТаблица 11.1. Исполнение и состав электропанелейПримечяние.Примечяние.Каждая электропанель имеет сочетание блоков, отмеченных ( + 1.Каждая электропанель имеет сочетание блоков, отмеченных ( + 1.Рис. 11.2. Структурная схема системы управления и контроля гидротурбиныРис. 11.2. Структурная схема системы управления и контроля гидротурбины
Узел
Исполнение электропемелей
- '—
гидротурбины
КАИ-02
КАИ-ОЗ
КАИ-01
КАИ-05
КАИ-06
Блок
Подшипник водяной проточный
Подшипник масляный
+
+
4-
4-
Подшипника
или водяной с замкнутой циркуляцией
Откачка воды с крышки турбины
Лекажный насос
Срезные пальцы
4-
+ 4-
4-
4- +
4-
+
4-
4-
Лекажного насоса дренажной воды
То же
Контроля положения м-
Синхронизация сопл и отсекателей
Стопоры
4-
+
4-
+
ханизмов
Ремонтное уплотнение
+
+
4-
Подача воздуха в режиме синхронного ком-
+
+
+
Синхронного компенс:
пенсатора
Подача воздуха в переходном режиме
+
Управления подачей во;
Уплотнение подшипника
Уплотнение вала (смаз-
4-
+
духа Подшипника
ка)
Уплотнение направляющего аппарата
4-
Механизмов
Узел
Исполнение электропемелей
- '—
гидротурбины
КАИ-02
КАИ-ОЗ
КАИ-01
КАИ-05
КАИ-06
Блок
Подшипник водяной проточный
Подшипник масляный
+
+
4-
4-
Подшипника
или водяной с замкнутой циркуляцией
Откачка воды с крышки турбины
Лекажный насос
Срезные пальцы
4-
+ 4-
4-
4- +
4-
+
4-
4-
Лекажного насоса дренажной воды
То же
Контроля положения м-
Синхронизация сопл и отсекателей
Стопоры
4-
+
4-
+
ханизмов
Ремонтное уплотнение
+
+
4-
Подача воздуха в режиме синхронного ком-
+
+
+
Синхронного компенс:
пенсатора
Подача воздуха в переходном режиме
+
Управления подачей во;
Уплотнение подшипника
Уплотнение вала (смаз-
4-
+
духа Подшипника
ка)
Уплотнение направляющего аппарата
4-
Механизмов
Таблица 11.1. Исполнение и состав электропанелей
Таблица 11.1. Исполнение и состав электропанелей
Примечяние.
Примечяние.
Каждая электропанель имеет сочетание блоков, отмеченных ( + 1.
Каждая электропанель имеет сочетание блоков, отмеченных ( + 1.
Рис. 11.2. Структурная схема системы управления и контроля гидротурбины
Рис. 11.2. Структурная схема системы управления и контроля гидротурбины
ИЗМЕРЕНИЕ РАСХОДА
И ОТКАЧКА ДРЕНАЖНОЙ ВОДЫ
Расход воды измеряется дифманометром-расходомером ДМЭР-МИ. Прибор подсоединяется к спиральной камере измерительными трубками. Точки подсоединения трубок к спиральной камере в плайе расположены на разных диаметрах спирали. В измерительные трубки после дросселирования подается сжатый воздух. Выходной электрический токовый сигнал дифманометра имеет квадратичную зависимость от перепада давления, возникающего в измерительных трубках из-за разности скоростей движения воды в точках присоединения этих трубок к спиральной камере. Выходной сигнал дифманометра-расходомера подается на вход сумматора АО5, который позволяет корректировать сигнал расходомера по результатам испытаний и, кроме того, компенсировать ложный сигнал нулевого расхода из-за высотной разницы точек подсоединения трубок. Этот откорректированный сигнал сумматора используется в общестаицнонных цепях автоматики для регистрации расходов воды. В электро- панели автоматики установлен измерительный показывающий прибор.
Дренажная вода удаляется с крышки турбины двумя центробежными насосами погружного типа ГНОМ-10-10 или эжектором. Возможна установка эжектора и насоса. На некоторых турбинах вода удаляется самотеком через специальную трубу. В этом случае контролируется только уровень воды. При любом варианте контроль уровня воды в крышке турбины осуществляется датчиком на три уровня: «Нормальный*, «Высокий*, «Второй высокий*. Схема управления откачкой воды построена по тому же принципу, что и управление лекаж- ным агрегатом, но режимные ключи электропанели имеют положения: «Ручное*, «Отключено*, «Основной», «Резервный*. При включении резервного устройства (насоса или эжектора) от сигнала «Второй высокий» подается предупредительный сигнал в общестанционные цепи сигнализации.
ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ ЩИТЫИ ЭЛЕКТРОПАНЕЛИ
Перечисленные в предыдущих разделах датчики, а также манометры и необходимые вентили управления . конструктивно расположены в щитах. Щиты снабжены специальными панелями, на которых нанесены мнемосхемы соединений элементов щита. Каждый щит закрывается дверью (кроме щита манометров), где указано наименование щита. Щиты устанавливаются в специальной нише шахты турбины или в проходе в шахту турбины с тем, чтобы создать максимальные удобства для обслуживания.
Необходимый набор щитов определяется конструкцией гидротурбины и требованиями к объему контроля и управления. Примерный набор щитов и их структура показаны на рис. 11.1, поз. 2—6. Сюда также может входить щит контроля уровня воды в режиме синхронного компенсатора.
Для того чтобы показания или сигналы приборов, особенно для малых значений измеряемых параметров, не зависели от отметки установки приборов, применяется барботажный способ измерения. Сжатый воздух от ресивера ГЭС поступает в щит воздушного питания. Проходя через фильтр щита, воздух очищается и подается к остальным щитам, где установлены дроссели н вентили управления. После дросселя сжатый воздух поступает в измерительную трубку, которая одним концом соединена с прибором, другим — с измеряемой средой. Через воронку или ниппель, установленные на конце трубки, воздух непрерывно выходит (барботирует) в измеряемую среду, в измерительной трубке и полости датчика устанавливается давление, равное столбу жидкости, на который заглублена трубка, и избыточному давлению, под которым находится измеряемая среда. При барботажном способе измерения сухой сжатый воздух не замерзает в измерительной трубке, ио требуется непрерывный расход сжатого воздуха в небольших количествах. Давление воздуха, подводимого к дросселю, должно быть в два раза больше по сравнению с давлением воздуха после дросселя. В этом случае в измерительную трубку будет поступать осушенный в результате термодинамического эффекта воздух, а колебания давления в питающей линии (до дросселя) не будут иметь практического влияния на работу системы. Повышение кратности перепада давления на дросселе исключает промерзание измерительной трубки в зимнее время при прокладке ее на открытом воздухе.
Логическая часть системы управления узлами гидротурбинного оборудования сосредоточена в электропанелях автоматики турбины. В зависимости от конструктивного исполнения узлов и самой турбины применяются различные исполнения электропанелей (табл. 11.1). Электропанелн КАИ-02 предназначены для комплектации гидротурбин с подшипником на водяной проточной смазке, предусматривается работа в режиме синхронного компенсатора. Электропанели КАИ-03 отличаются блоком контроля подшипника и предназначены для гидротурбин с подшипником на масляной или замкнутой водяной смазке. Электропанелн КАИ-04 применяются с капсульными и обратимыми гидротурбинами. Электропанелн КАИ-05 входят в состав системы управления и контроля ковшовых гидротурбин. Электропанелн КАИ-OG предназначены для обратимых гидротурбин.
Электропитание панелей осуществляется от оперативного напряжения 220 В постоянного тока. Потребляемая мощность не превышает 400 В-А.
Структурная схема системы управления и контроля гидротурбины с электропанелью КАИ-03 показана на рис. 11.2. Конструкция панелей рассмотрена в § 10.7.
РЕЛЕ КОНТРОЛЯ ЧАСТОТЫ
ВРАЩЕНИЯ ГИДРОАГРЕГАТА
Реле контроля частоты вращения гидроагрегата (РЧВ) является одним из основных средств системы автоматического управления гидроагрегатом. Оно предназначено для подачи сигналов о достижении заданных значений частоты вращения в схемы технологической автоматики ГЭС, а также в цепи защиты и сигнализации. До 1984 г. серийно выпускалось электрическое реле оборотов типа ЭРО-3, принцип действия которого основан на контроле изменения напряжения регуляторного генератора при изменении частоты вращения гидроагрегата. Это реле в настоящее время снято с производства.
В 1985 г. начато серийное изготовление РЧВ, разработанного ПО ЛМЗ совместно с институтом ВНИИэлектромаш. Реле контроля выполнено на современной элементной базе — интегральных микросхемах, обладает улучшенными техническими характеристиками, имеет большее число уставок по сравнению с используемым ранее реле ЭРО-3. Принцип действия нового реле основан на непосредственном контроле частоты вращения гидроагрегата с использованием цифрового метода обработки сигнала, что обеспечивает более высокую точность измерения частоты.
Схема различных вариантов формирования сигналов для РЧВ показана на рис. 11.3. Любая из фаз регуляторного генератора (рис. П.З.а) может быть использована как датчик сигнала по частоте. Форма сигнала синусоидальная, частота 50 Гц (при номинальной частоте вращения турбины), напряжение 63,5 В. При изменении частоты вращения турбины частота и напряжение электрического тока изменяются пропорционально отклонению частоты вращения. Преимуществом такого способа формирования сигнала является то, что этот сигнал не зависит от режима работы генератора. Схема включения измерительных трансформаторов напряжения ИТН и тока ИТТ главного генератора Г с использованием разделительных трансформаторов Ть Т1 и Гэ (рис. 11.3,6) позволяет получать сигнал синусоидальной формы на входе РЧВ как при возбужденном (напряжение 100 В) и невозбужденном генераторе (остаточное напряжение 0,5—1 В), так и з режиме короткого замыкания главного генератора (напряжение на сопротивлении Р).
При использовании бесконтактного датчика БД и зубчатого колеса (рис. 11.3, в) 158
Рис. 11.3. Формирование входного сигнала1 для РЧВ:
о — от регуляторного генератора; б — от измерительных трансформаторов тока я напряжения;
в — от бесконтактного датчика
сигнал имеет форму прямоугольных импульсов, частота которых зависит от числа зубцов на колесе и частоты вращения гидроагрегата. Уровень напряжения сигнала остается постоянным и зависит только от значения напряжения, которым питается датчик.
Блок-схема РЧВ показана на рис. 11.4. Сигнал О1 датчика частоты вращения ДЧВ1 поступает на входной фильтр ВФ^ а затем на формирователь Ф/, который преобразует входной сигнал синусоидальной или прямоугольной формы таким образом, чтобы обеспечить нормальную работу аналогового тахометра АТ, уставки нулевой частоты ' УНЧ и уставок частоты технологической автоматики У и У1, ..., У^. Перечисленные устройства выполняют функцию измерения частоты и преобразования ее в напряжение постоянного тока, вызывающее срабатывание или отпускание выходных реле Ко. Ku Ki, ..., /Си- Настройка уставок срабатывания и отпускания реле на заданное значение частоты производится распайкой перемычек на наборном поле.
Информацию о текущем значении частоты дает АТ, на выход которого подключаются последовательно показывающие приборы, шкала которых градируется в процентах, причем значение тока в 5 мА соответствует частоте 200 %. Реле К\г служит для выявления направления вращения вала гидроагрегата. Это необходимо для автоматизации работы насос-турбипы. Схема контроля направления вращения содержит фазовый дискриминатор ФД, на входе которого сравниваются сигналы формирователей Ф1 и Ф2. Формирователь Ф2 преобразует сигнал от входного фильтра ВФ2,
Рнс. 11.4. Блок-схема РЧВРнс. 11.4. Блок-схема РЧВ
Рнс. 11.4. Блок-схема РЧВ
Рнс. 11.4. Блок-схема РЧВ
на вход которого подается сигнал от датчика частоты вращения ДЧВ2, сдвинутый по фазе по отношению к сигналу основного датчика.
Для визуальной индикации состояния - выходных реле на каждой из уставок включены светодиоды СД зеленого (реле включено) и красного (реле отключено) цветов. Контакты выходных реле выводятся в схему технологической автоматики ГЭС.
Технические данные РЧВ:
Число уставок контроля
частоты вращения ... 13
Диапазон контролируемых частот, % номинальной частоты вращения . . . 1—200 Погрешность срабатывания и отпускания выходных
реле, % заданного значения Неболее 0.5
Напряжение питания по
стоянного тока, В . . . . 220 Потребляемая мощность, Вт Не более 90 Габаритные размеры, мм . 482X282X300 Масса, кг13
Коммутационная способ
ность выходных реле. .220В, 100 мА
Реле поставляется в виде блока, входящего в состав электропанели автоматики КАИ-07 или КАИ-08 для управления мас- лонапорнон установкой. Реле обладает высокой стабильностью и помехозащищенностью. В случае потери входного сигнала по частоте или исчезновении питающего напряжения состояние выходных реле сохраняется, а в цепи сигнализации подается соответствующий сигнал.
Глава 12
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕХОДНЫЕ ПРОЦЕССЫГИДРОАГРЕГАТОВ. ГАРАНТИИ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Целью расчета гидромеханических переходных процессов является вычисление параметров гидроагрегата, которые определяют гарантии регулирования — частоту вращения и давление в водоводе.
Расчет сводится к совместному решению уравнения движения жидкости в проточной части, уравнения вращения масс ротора, уравнения движения регулирующего органа, определяющего закон изменения расхода через гидроагрегат. На предварительных стадиях расчета закон движения регулирующего органа принимается прямолинейным.
К переходным процессам, которые могут иметь место при регулировании гидроагрегатов (рис. 12.1), относятся: пуск гид
роагрегата (а); изменение нагрузки (б); остановка гидроагрегата (в); сброс нагрузки (г); перевод гидроагрегата в режим синхронного компенсатора (б); разгон гидроагрегата и его остановка (е); каброс нагрузки на гидроагрегат, работающий в изолированной системе (х). На рисунке показан характер изменения параметров гидроагрегата: относительной частоты вращения х, движущего момента Ма%, относительного изменения давления перед регулирующим органом £, движения регулирующего органа ф при различных переходных процессах.
Наибольшие динамические нагрузки, связанные с высокой частотой вращения, гидравлическим ударом, пульсациями в проточной части и вибрациями, имеют место при сбросах нагрузки, а также при за-
Рис. 12.1. Гидромеханические переходные процессы гидроагрегатаРис. 12.1. Гидромеханические переходные процессы гидроагрегата
Рис. 12.1. Гидромеханические переходные процессы гидроагрегата
Рис. 12.1. Гидромеханические переходные процессы гидроагрегата
крытии направляющего аппарата турбины, вышедшей в разгон. Поэтому эти режимы являются дсновными при проведении расчетов переходных процессов.
Ниже рассматриваются методы расчета гидромеханических переходных процессов гидротурбин при больших колебаниях нагрузки на гидроагрегат, когда обратные связи не оказывают заметного влияния на положение механизмов системы регулирования.
УРАВНЕНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКОГОУДАРА
Повышение или понижение давления в водоводе, связанное с изменением скорости потока, называется гидравлическим у д а р о м.
Для расчета гидравлического удара в водоводах ГЭС обычно вводят следующие допущения:
проточная часть гидроагрегатного блока, состоящая из уравнительного резервуара, различных участков напорного водовода, спиральной камеры, камеры рабочего колеса и отсасывающей трубы, рассматривается как эквивалентный простой водовод с регулирующими органом, расположенным на его конце; истечение из регулирующего органа происходят в открытый бассейн или атмосферу и не оказывает влияния на изменение давления;
при решении уравнения методом конечных разностей расчетный промежуток времени в большинстве случаев не зависит от длины напорного водовода и его упругих свойств;
в расчете не учитывается изменение потерь напора в водоводе при уменьшении или увеличении расхода.
Относительное изменение давления перед регулирующим органом £л определяется для каждого из л расчетных промежутков времени Af решением квадратного уравнения, полученного из цепного уравнения гидравлического удара [3]:
—6 — -\,Ьг— Aad
£” w'4а
£/ — относительное изменение давления в /-м Hi - Яо
промежутке времени, £.=п; q,— относительный приведенный расход через .Qu
регулирующий орган, q{ =*—7-; q^-отио- Qfo
сительный начальный приведенный расход (обычно принимается qo — I); Гю — ииерци-
онивя постоянная водовода, 7 ю ——77—X о к—т
-7^-; Lk — длина к-го участка про-
к~1
точного тракта, м; F* — площадь сечения /г-го участка, м7; А = I, 2, 3, ..., m— обозначение участков проточного тракта (уравнительный резервуар, различные отрезки напорного водовода, спиральная камера, камера рабочего колеса, отсасывающая труба); На—напор ГЭС, м, при установившемся режиме; Qo к Q|0— расход и приведенный расход через гидроагрегат при установившемся режиме, м3/с, л/с.
Если отношение времени закрытия регулирующего органа Та, принятого без учета замедления, к фазе гидроудара Тг
Ts/Tr<5+7,
то расчетным интервалом времени принимается фаза гидроудара
Д/ — Тг.
Если TsUr ^5 4-7, то расчет можно проводить с произвольным интервалом времени, но принимая значения Д/ равным не более 1 —1.5 с. Фазу гндроудара определим по формуле
к — »п
2 £ U
где с — скорость распределения воли гидравлического удара в эквивалентном водоводе, м/с:
к^т
к-\с -- ——,
к — m*
У -
к-1
где с* — скорость распространения волны гидравлического удара на Л-м участке водовода, м/с.
Если принятый расчетный интервал времени Д/ меньше времени фазы гидравлического удара, то в зоне закрытия, соответствующей времени Гг. изменение давления £1 следует определять по формуле
—b — V^1 — 4ad
где
а = №0- b - - (2Fg V^ Q^D? ++ ^4 d~ ГОМ -Qu>.
Qu — приведенный расход через турбину, соответствующий новому открытию регулирующего органа, л/с; F— площадь сечения водовода на входе в спиральную камеру. м2.
Приближенное значение максимального относительного повышения давления может быть получено из выражения
6ма««(1.7 - 1.9)-^-.
Значение относительного изменения давления при непрямом гидравлическом ударе, полученное из (12.1), соответствует изменению давления перед регулирующим органом, расположенным в конце условного эквивалентного водовода. Для определения давления в других сечениях водовода используется выражение
** сок
Slkll—г ,
где Т» — инерционная постоянная всего эквивалентного водовода; Т»* — инерционная постоянная рассматриваемой части водовода; 6/*— относительное изменение давления в рассматриваемом сечении.
При сбросах нагрузки относительное изменение давления в отводящей части водовода имеет отрицательное значение.
УРАВНЕНИЕ ГИДРОАГРЕГАТА
Уравнение вращения гидроагрегата в записи через относительные величины имеет вид:
т. Ц--тт-тг, (12.3) (It
тОгпуN
МтМгЛп
mт = —; mг; х ,
Л15Моп0
где 7\— постоянная времени гидроагрегата, с; mD2— маховой момент гидроагрегата, кг м2; шт—относительный момент, развиваемый турбиной; тг — относительный момент сопротивления на роторе генератора с. учетом всех потерь; Дп — изменение частоты вращения, об/мин; х— относительное изменение частоты вращения; Мо— момент, развиваемый турбиной при номинальной мощности и частоте вращения. Нм; по— номинальная частота вращения, об/мин.
11 Зак. 90511 Зак. 905161161Физический смысл Тж можно представить как время, в течение которого гидроагрегат разгонится от состояния покоя до
11 Зак. 905
11 Зак. 905
161
161
тт.д («тт.д («(а - ах. х)2а(а - ах. х)2ат$-т$-(12.6>(12.6>Рис. 12.2. Сервомотор регулирующего органа с двусторонним управлениемРис. 12.2. Сервомотор регулирующего органа с двусторонним управлением
тт.д («
тт.д («
(а - ах. х)
2а
(а - ах. х)
2а
т$-
т$-
(12.6>
(12.6>
Рис. 12.2. Сервомотор регулирующего органа с двусторонним управлением
Рис. 12.2. Сервомотор регулирующего органа с двусторонним управлением
номинальной частоты вращения в случае мгновенного приложения момента mt.
При сбросе нагрузки момент сопротивления тт равен 0,01—0.015 и может не учитываться, поэтому уравнение (12.3) в виде конечных разностей можно записать
I —п1 — п
X~ £тт'д 1( 1-1/-1*
где Дх/ — относительное изменение частоты вращения за расчетный интервал времени ДЛ; пц. ц — средний относительный динамический приведенный момент турбины, который равен
тт /[ (* + £/-|) + П1Т{ (1 + */)
2
При набросе нагрузки в формулу (12.4) подставляется значение разности между постоянным значением момента сопротивления и изменяющимся значением динамического момента турбины. Так как момент турбины оказывается меньше момента сопротивления, происходит понижение частоты вращения ротора и открытие регулирующего органа гидроагрегата.
Значение понижения частоты вращения при набросе нагрузки определяется выражением
l—n i—n
где Ге — постоянная времени вращающихся масс гидроагрегата и двигателей сети.
Ориентировочные значения повышения частоты вращения при сбросе нагрузки могут быть получены по формуле
где х1Р — превышение разгонной частоты вращения над номинальной: для РО турбин Х|Р = 0,85-т- 1, для ПЛ турбин xjP «= 1,1 ~ 4-1,25; 6н«р — коэффициент неравномерности эпюры гидроудара, 6нер = 0,75 4- 0,85;
где а и а*, х — соответственно расчетное открытие и открытие холостого хода направляющего аппарата.
УРАВНЕНИЯ ДВИЖЕНИЯРЕГУЛИРУЮЩИХ ОРГАНОВ
Уравнения движения регулирующих органов гидротурбин рассматриваются в предположении, что скорость хода штока сервомоторов зависит от усилий, действующих на лопатки направляющего аппарата пли лопасти рабочего колеся, от давления в маслонапорной установке и площади прохода масла через распределительные устройства системы регулирования. Цельк> расчета является определение закона движения регулирующего органа и закона изменения расхода через гидроагрегат.
Закон движения регулирующего органа можно вывести из совместного решения следующих уравнений.
Уравнения равномерного движения поршня сервомотора (рис. 12.2)
(paKK-^paFi-Pc==F^P1; (12.5}
уравнения неразрывности потока масла
Fсерв^серв “ afзим и соотношений
.г-0
A?1Fx
~Ар2 = Pt.
АРг^5
Api » ракк — рь
где Рс — сумма сил сопротивления, действующих на лопатки направляющего аппарата или лопасти рабочего колеса, преодолеваемая сервомотором, Н; Apt и Apt — перепад давления на кромках главного распределительного золотника, Па; реКк — давление в аккумуляторе МНУ, Па; Ft и Ft — площади сервомотора привода регулирующего органа, м1, выбираемые из условия обеспечения необходимого давления в аккумуляторе МНУ; обычно р1кк » (1,3 4- 4- 1,5)РС. wmcIF; а «= 0,63 — коэффициент сжатия струи; /> — площадь проходного сечения через одну кромку главного распределительного золотника м1; им — скорость масла в проходном сечении золотника, м/с.
Закон движения штока сервомотора в конечных разностях имеет вид
/—л
ф, « ф0 — £ Дф,.
<-1
(12.7)(12.7)где фо— начальное открытие,сервомотора, м; ф# — текущее открытие сервомотора, м; Аф/ — изменение хода штока сервомотора за расчетным промежуток времени, м;
(12.7)
(12.7)
< — пi—n
У Аф/ в У (А^серв В-
1-1/-1
Средняя скорость поршня сервомотора в момент времени А/ равна
ah . / 2g “-7ГЛ/тт7Аря'ah . / 2g “-7ГЛ/тт7Аря'(12.7а)(12.7а)где у—удельный вес масла, Н/м3;
ah . / 2g “-7ГЛ/тт7Аря'
ah . / 2g “-7ГЛ/тт7Аря'
(12.7а)
(12.7а)
(pBKK^l — ?С <);(Paxx^t ” Рс <)•(pBKK^l — ?С <);(Paxx^t ” Рс <)•(12.76)
(pBKK^l — ?С <);
(Paxx^t ” Рс <)•
(pBKK^l — ?С <);
(Paxx^t ” Рс <)•
Для направляющего аппарата сумма сил сопротивления при движении на закрытие определяется выражением
Рс I " (— ^г i + AfTp /) hi 4- RjpFi, (12.8)
^"C^Q^^H^-H^,Мтр I = -^- (Ralda 4* Rbldb 4* RcldcY*
Roi, Rm Rd — реакции в цапфах лопатки направляющего аппарата, примерно равные:
^,«(0.4-7- 0,5) Рн;
Rbi« (0,8 ч- 1,1) Рг1;
Rd ^ (0.2 4- 0,6) Рг г,
Pri-Cp^Quy ^(14-6/;)
Мн— гидравлический момент на лопатках направляющего аппарата на различных участках хода сервомотора, Н-м; Мтр/ — момент трения в цапфах лопаток направляющего аппарата, Н-м; PTt — гидравлическое усилие на лопатки направляющего аппарата, Н; Cmi — экспериментальный коэффициент момента, задаваемый в виде зависимости Cm«f(ao), (Н-с*)/мЧ Отрицательное значение коэффициента показывает, что гидравлический момент направлен в сторону открытия; См — экспериментальный коэффициент усилия, задаваемый в виде
зависимости Ср = f(flo), (Н-с^/м*; р = = 0,15 — коэффициент трення в цапфах; hi — кинематический коэффициент передачи от лопатки к сервомотору, задаваемый в виде зависимости А/ «= /(а»), 1/м; d— диаметр цапфы лопатки направляющего аппарата, м; Ятр — поправка на неучтенные силы трення, принимается равным 0,2р,жж, Н/м3.
Если на предварительных стадиях расчета значения Ст, Cr, h, d неизвестны, то закон движения поршня сервомотора принимается прямолинейным. При этом в случае равенства площадей Ft = Fi перепад давления на кромке золотника можно принять равным
Др = (17,6 Ч- 18,6) • 105 Па.
Выражение А = -J^3 нз формулы (12.6) ' сере
является коэффициентом гидравлических потерь на кромках главного распределительного золотника. В случае управления регулирующим органом через дроссельные устройства
где h— приведенная площадь участка дроссельного устройства; (/ — коэффициент гидравлического сопротивления участка дроссельного устройства; / —■ 1, .. .,>« — число участков дроссельного устройства.
Например, для получения скорости движения поршня сервомотора оСерва0,07 м/с при его ходе ф = 0,7 м коэффициент А = = 1,25*10™6. Полученные значения дают возможность предварительного определения размеров проходного сечения распределительного золотника или дроссельного устройства.
ОСОБЕННОСТИ ПЕРЕХОДНЫХПРОЦЕССОВ ГИДРОАГРЕГАТОВС ТУРБИНАМИ РАЗЛИЧНЫХ СИСТЕМ
Радиально-осевые гидротурбины. Согласно имеющейся практике проектирования в большинстве случаев для РО гидротурбин принимается допустимое повышение частоты вращения при сбросах нагрузки до значений х = 0,55 — 0,6, я повышение давления в спиральной камере £с к = 0,25 4- 0,35.
Постоянная времени гидроагрегата прн этом находится в диапазоне 7d = 8~ 12 с, постоянная водовода Т» = 0,9 4- 3 с.
При расчете следует учитывать, что под рабочим колесом при сбросах нагрузки возникает понижение давления, вызванное волной отрицательного гидравлического удара.
Разгружающие осевые усилия, направленные в сторону генератора, прн псреход-
пых процессах не достигают значений, соизмеримых с несом вращающихся частей.
В проточной части турбины при переходных плп стационарных нерасчетных режимах возможно возникновение пульсации давления, которые необходимо учитывать при проектных работах.
Поворотно-лопастные турбины В отечественной практике для современных ПЛ вертикальных турбин повышение частоты вращения при сбросах нагрузки допускается до значении х = 0,5-4-0,55, а для горизонтальных х = 0,8 4- 0,9. Повышение давления в спиральной камере обычно находится в пределах $с к = 0,4 4-0.5. Для вертикальных гидроагрегатов
Г3 = 5,5 4- 12,5 с, Гю = 1.5 4- 3.5 с, а для горизонтальных гидроагрегатов с учетом ротора турбины
7а = 1,6 4- 1,8 с, Гш 5 с.
В практике эксплуатации вертикальных ПЛ турбин после сброса нагрузки и закрытия направляющего аппарата иногда имеют место случаи подбрасывания ротора гидроагрегата п поломок отдельных деталей турбины или генератора. Одной из причин этого является разгружающее осевое усилие, возникающее при переходе турбины в насосный режим работы. При упрощенном рассмотрении этого явления можно принять, что ротор «всплывает» под действием усилия, вызванного отрицательным давлением в зоне между направляющим аппаратом и Лопастями рабочего колеса, а также столбом воды в нижнем бьефе, который находится выше отметки осн разворота лопасти. Наибольшее значение разгружающее усилие имеет место при вращении гидроагрегата с полностью закрытым направляющим аппаратом.
Эффективными средствами для уменьшения разгружающего осевого усилия являются впуск достаточного количества воздуха иод крышку турбины для увеличения давления в этой зоне, а также неполное закрытие направляющего аппарата при сбросах нагрузки и демпфирование сервомотора. т. с. уменьшение скорости в конце закрытия направляющего аппарата (на 20 % хода штока сервомотора) в случае остановки агрегата. При этом обеспечивается снижение частоты вращения к моменту полного закрытия направляющего аппарата и уменьшение разгружающего осевого усилия.
Для обеспечения безопасности работы гидроагрегата значение разгружающих осевых усилий не должно превышать веса вращающихся частей гидроагрегата. Ла рис. 12.3 приводится номограмма для приближенного определения значений разгружающих осевых усилий при а0 = 0 и Н$ = 0.
Другой причиной появления значительных разгружающих осевый усилий является нарушение сплошности потока в проточной части гидроагрегата при быстром закрытии направляющего аппарата и свер- тываннп лопастей рабочего колеса. Возникающая волна отрицательного гидравлического удара может привести к разрыву сплошности потока и отходу воды от агрегата.
2001000-5-10-15-202001000-5-10-15-20л, об/минл, об/мин^есЛ^Н^есЛ^НРис. 12.3. Номограмма для приближенного определения разгружающего осевого усилия поворотно-лопастной гидротурбины при а0 « 0 и В. = 0Рис. 12.3. Номограмма для приближенного определения разгружающего осевого усилия поворотно-лопастной гидротурбины при а0 « 0 и В. = 0При возвращении обратно происходит соприкосновение воды с вращающимся рабочим колесом в замкнутом пространстве при отрицательном давлении. При этом возникает повышение давления, значение которого определяется формулой прямого гидравлического удара. Давление, возникающее при данном явлении, является столь большим, что вызывает подбрасывание ротора и излом лопастей рабочего колеса и
2001000-5-10-15-20
2001000-5-10-15-20
л, об/мин
л, об/мин
^есЛ^Н
^есЛ^Н
Рис. 12.3. Номограмма для приближенного определения разгружающего осевого усилия поворотно-лопастной гидротурбины при а0 « 0 и В. = 0
Рис. 12.3. Номограмма для приближенного определения разгружающего осевого усилия поворотно-лопастной гидротурбины при а0 « 0 и В. = 0
+ АЛПЫХ 4- ДЛц,+ АЛПЫХ 4- ДЛц,
+ АЛПЫХ 4- ДЛц,
+ АЛПЫХ 4- ДЛц,
лопаток направляющего аппарата. Способом уменьшения давления является увеличение времени закрытия лопастей рабочего колеса до 45—55 с или п.х фиксация в раскрытом положении до окончания процесса сброса нагрузки. Кроме того, необходимо расчетным путем выбирать режимы закрытия направляющего аппарат^. исключающие возможность нарушения сплошности потока.
Для определения осреднеиного значения вакуума во входном сечении отсасывающей трубы, которое является наиболее опасным из-за наименьшего проходного сечения, используется зависимость [2]
= + ^//-Я„+ У Мц, (12.9) 2g
где И — напор турбины, м; а — коэффициент Кориолиса (ос « 1,0); |, — относительное понижение давления в рассматриваемом сечении отсасывающей трубы при гидравлическом ударе; //п — высота подтопления данного сечения отсасывающей трубы, м; ^ АЛ/— суммарные потери энергии в отсасывающей трубе, м; и — абсолютная скорость потока в рассматриваемом сечении. Приближенное значение скорости может быть найдено из выражения
где ии — окружная составляющая скорости, м/с:
иц = нсР —um etg рср;
пСр — средняя окружная скорость, м/с:
^ср === 2лгг/?Ср;
п — частота вращения турбины, об/мин; Um—меридиональная составляющая скорости в сечении, м/с:
Vfn Q/F;
Rep — радиус среднего сечения лопасти, м; Рср — осредненное значение геометрического угла лопасти рабочего колеса на выходе, зависящее от угла разворота лопастей рабочего колеса:
Рср 20° + (ср, — Топт).
Суммарные гидравлические потери состоят из потерь на трение, на расширение, на поворот потока, на выход из отсасывающей трубы, циркуляционных потерь
г-^е ^2 ^ ™ ^ТР Сресш Ч' Спои-
Коэффициент потерь па трение [23)
Стр " 8 sin 0Стр " 8 sin 0
Стр " 8 sin 0
Стр " 8 sin 0
где 3 — угол расширения эквивалентного диффузора развернутой отсасывающей трубы длиной, равной средней линии; г — отношение выходного и входного диаметров эквивалентного диффузора; X — коэффициент гидравлического трепня (X = 0.016).
Коэффициент потерь на расширение
£расш — Л tg р д/tg ^ \?) *
где Л = 4 — для условий диффузора.
Коэффициент потерь при повороте потока на 90°
'Слов — 0,05.
Потери на выходе из отсасывающей трубы
где а« — коэффициент Кориолиса, характеризующий неравномерность распределения скоростей в выходном сечении отсасывающей трубы. Для некомбннаторных режимов С| = 3-т- 6; для комбинаторных режимов а, = 1.5 Ч- 2.5.
Циркуляционные потери
&^ = «’/2g.
Коэффициенты гидравлических потерь приведены к скорости во входном сечении отсасывающей трубы.
Если расход через гидроагрегат при сбросе нагрузки вследствие повышения частоты вращения н гндроудара не превышает свое начальное значение более чем на 10— 15 %, то значение вакуума в отсасывающей трубе может быть определено по упрощенной формуле:
+ Яп- (1210)
Полученное по формулам (12.9) и (12.10) значение вакуума не должно превышать допустимого значения, которое можно принимать
Яв. доп > “ (6.5 Ч 7,5) м.
Ковшовые турбины. Ковшовые турбины имеют два регулирующих органа — сопла и дефлекторы.
Допустимое повышение давления для ковшовых турбин £^0,23 4- 0,25. Это обеспечивается довольно длительным временем закрытия и открытия сопл Г, = 40 4- 50 с. Повышение частоты вращения гидроагрегата благодаря быстрому действию дефлекторов (2—4 с) 0,15 4-0,2. Особенностью ковшовых турбин являются длинные водоводы со значительным временем распространения волн гидравлического улара. При расчетах переходных процессов в ковшовых турбинах обычно принимается То™ = 5 4-9,5 с; Tw = 1,7 4-2.4 с.
Рис. 12.4. Схема управления холостым выпуском турбиныРис. 12.4. Схема управления холостым выпуском турбины(Афп,—0.0005A/)(f4-d)(Афп,—0.0005A/)(f4-d)
Рис. 12.4. Схема управления холостым выпуском турбины
Рис. 12.4. Схема управления холостым выпуском турбины
(Афп,—0.0005A/)(f4-d)
(Афп,—0.0005A/)(f4-d)
РАСЧЕТ ПЕРЕХОДНЫХПРОЦЕССОВ ГИДРОАГРЕГАТОВС ХОЛОСТЫМИ ВЫПУСКАМИ
Особенностью расчета переходного процесса является то, что при определении повышения давления расход через водовод в каждый расчетный промежуток времени принимается равным сумме расхода через турбину и холостой выпуск. Описание холостого выпуска турбины приводится в гл. 19. Расчет изменения частоты вращения производится по статической расходномоментной характеристике турбины с учетом повышения давления, полученного при суммарном расходе через водовод.
Схема управления холостым выпуском приводится на рис. 12.4.
Закон движения клапана холостого выпуска должен быть выбран таким образом, чтобы в процессе закрытия направляющего аппарата частота вращения повышалась сверх номинальной не более чем на 50— 55 %, а при изменении суммарного расхода воды через водовод и холостой выпуск повышение давления от гидравлического удара находилось в пределах 20—25 % напора.
Максимальный расход через холостой выпуск определяется выражением
Qx. .. м.кс х
где Qo — начальный расход через турбину, м’/с; А//—допустимое повышение давления, м; L — длина водовода, м; и0 — скорость воды в водоводе, м/с; с — скорость распространения волны давления, м/с; Т,— время закрытия направляющего аппарата, с.
Выражение
соответствует времени от начала закрытия направляющего аппарата до окончания закрытия холостого выпуска, т. е. полному времени переходного процесса, после которого перестает изменяться расход воды через водовод.
Закон движения клапана холостого выпуска определяется дифференциальным уравнением первого порядка, которое в конечных разностях имеет вид
i-n
У Афкл 1-1
где Афкл г— изменение хода клапана за очередной расчетный интервал времени, м; f, d— плечи рычага, м; Дфп/— изменение хода поршня катаракта, м; А/ — расчетный интервал временя, с;
!Z“^КI в “с• с.х.в!Z“^КI в “с• с.х.в
!Z“^
КI в “с
• с.х.в
!Z“^
КI в “с
• с.х.в
а = 0,63— коэффициент сжатия струи; а— ширина окна буксы золотника, м; л —число окон в буксе; Рх.»— усилие воды, действующее на клапан холостого выпуска, Н/м1; Ft.x.e — площадь масляного сервомотора холостого выпуска, м2; у* — удельный вес масла, Н/м3.
При закрытом холостом выпуске
nР (^кл ^разгр)
"х. в. з “г»
г С. X. в
где р—давление воды на клапан, Па; Гкл — площадь клапана холостого выпуска, м2; Гразгр — площадь разгрузочного поршня, м2.
Если давление в аккумуляторе МНУ будет ниже Рх. ■. >. холостой выпуск самопроизвольно откроется.
При открытом холостом выпуске
( У ^кл ^разгр) Р
Х.В. О =F
' С. X. в
где р — коэффициент, Н/м’, зависящий от размера клапана и его открытия (рис. 12.5); DKX— диаметр клапана, м.
Рис. 12.5. Зависимость коэффициента р от размеров клапана холостого выпуска и его хода фх. JD,.,
Давление воды р определяется с учетом гндроудара и динамической составляющей:
Р — РоЦ 4- £),
где £ — относительное повышение давления в спиральной камере; и— скорость воды в колене холостого выпуска, м/с;
ПРОГРАММНОЕ ЗАКРЫТИЕРЕГУЛИРУЮЩИХ ОРГАНОВ
Если параметры водовода и гидроагрегата назначены, то возможно уменьшение значений допустимого повышения давления и частоты вращения при сбросе нагрузки путем введения программного закрытия регулирующего органа.
Анализ результатов многочисленных расчетов показывает, что для радиальноосевых и ковшовых турбин, расход которых мало зависит от частоты вращения, площадь эпюры повышения давления при ■сбросе нагрузки
ее
£ (0 dt
о
определяется только параметрами водовода и начальным расходом и не зависит от закона закрытия регулирующего органа, ■если конечный расход равен нулю. Следовательно, практически возможен закон закрытия регулирующего органа, обеспечивающий минимальное повышение давления при заданном времени закрытия. При этом за первую фазу гндроудара давление возрастает до заданного значения, затем это значение сохраняется.
Минимальное относительное повышение давления при заданном времени закрытия определяется выражением
t2<7оТ д
бмнм и 27*7* *
Закон закрытия, обеспечивающий минимальное повышение давления при заданном времени закрытия, называется со в ер • ш с и я ы м и складывается из двух участков: скоростного — в течение первой фазы гндроудара и замедленного — при последующем закрытии.
Реальные режимы регулирования дают неравномерные эпюры повышения давления по времени. Отношение максимального значения повышения давления при реальном .законе закрытия к минимальному значению является показателем качества переходного режима по гидравлическому удару.
Режим считается удовлетворительным, •если
® “* ^макс/Вмцн ^ 1,25.
Выбор закона закрытия для получения минимального значения повышения давле
ния осуществляется теоретически решением обратной задачи, т. е. определением закона изменения расхода при заданном значении £. или определением повышения давления при различных заданных законах закрытия.
Практическое выполнение программного закона закрытия может быть осуществлено известными техническими решениями. Одно из них предложено Д. 3. Альтерманом и В. А. Крафтом. Суть способа заключается в применении специального резервуара, установленного между главным золотником п сливным баком. При сбросе нагрузки масло из сервомотора через распределительное устройство направляется на слив и заполняет резервуар. После заполнения резервуара масло начинает попадать в сливной бак через дроссельное устройство между резервуаром и баком. При этом скорость сервомотора уменьшается. Особенностью данного способа является то, что уменьшение скорости закрытия регулирующего органа происходит после того, как поршень выдавит из корпуса сервомотора необходимый для полного заполнения резервуара объем масла, т. е. уменьшение скорости закрытия происходит всегда после одного и того же значения хода поршня. При этом способе следует проверять значение повышения давления не только при сбросе максимальной нагрузки, но и при сбросе нагрузки с частично нагруженного гидроагрегата. 4
Другим способом изменения скорости является выполнение в корпусе сервомотора двух последовательно расположенных отверстий, связанных с распределительным устройством и находящихся в полости, сообщающейся со сливом при движении на закрытие. В отверстие со стороны крышки устанавливается дополнительное дроссельное устройство. В этом случае на первом участке скорость определяется пропускным сечением распределительного устройства, я после перекрытия одного отверстия поршнем — уменьшенным пропускным сечением дросселя. Особенностью этой системы является то, что изменение скорости движения направляющего аппарата осуществляется всегда в одной и той же точке хода регулирующего органа независимо от первоначального открытия.
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬРАСЧЕТА ПЕРЕХОДНОГО ПРОЦЕССА
При расчете переходного процесса решаются уравнения гндроудара, гидротурбины н регулирующего органа, составленные в конечных разностях. Решение проводится методом последовательных приближений с использованием расходно-момсмт- пых характеристик турбин (рис. 12.6), построенных в координатах М, н Q, для различных значенийи Л|*= const и а0 — const.
Рис. 12.6. Статическая расходно-.мо.ментная характеристика радиально-осевой гидротурбины
Пересчет универсальной характеристики в моментную производится по формуле
Здесь Alj — в Н • м, Q[—в м3/с, nJ— в об/мнн.
Особенностью ПЛ гидротурбин является то, что расчет переходного процесса ведется для текущих открытий направляющего аппарата и углов установки лопастей рабочего колеса, не соответствующих комбинаторной зависимости из-за различия скоростей их движения. Для расчета требуется использование нескольких пропеллерных расходно-моментных характеристик, на которые должны быть нанесены изолинии значений приведенных осевых усилий pj ос ^ const [ I ]. При расчете следует вводить поправку, учитывающую увеличение КПД натурной турбины.
При принятом законе движения регулирующего органа расчет переходного процесса производится п указанной па рис. 12.7 последовательности.
Расчеты переходных процессов при сбросах нагрузки обычно проводятся для полностью и частично нагруженного гидроагрегата при расчетном и максимальном напорах.
Последовательность расчета покатана на примере исследования переходного процесса гидроагрегата с турбиной РО! 15/810.
При проектирования гидроагрегата. когда известны тип и параметры турбины, режим ее работы, характеристики напорных водоводов (в том числе спиральной камеры и отсасывающей трубы), значение махового момента генератора, допустимое повышение частоты вращения, максимальное давление в спиральной камере, отметки верхнего и нижнего бьефов, а также предварительным расчетом выбрано время и закон закрытия направляющего аппарата, исходные данные для расчета переходного процесса и искомые величины следующие:
Диаметр рабочего колеса Db м . 5.672
Мощность турбины N, Вт . . . .245<10б
Частота вращения л, об/мин . 125
Напор Н, м88
Приведенная частота вращения Пр об/мин75,6
Открытие направляющего аппарата модели а, мм40
Постоянная времени водовода 7», с2,780
Постоянная времени напорной части водовода Гун, с2,030
Постоянная времени отсасывающей части водовода Tw$, с . . 0,682
Допустимое значение относительного повышения частоты вращения х0,55
Постоянная времени гидроагрегата То, с9,55
Время закрытия направляющего аппарата 7,, с15,7
Площадь входного сечения отсасывающей трубы Fото м2 . . . 25,25
Полное относительное повышение давления 5Искомое
Относительное повышение давления в напорной части водово- ла Е„0.73 Ц
Относительное изменение давления в отсасывающей части по- юпода под рабочим колесом £0.245Е
Начальный расход через турбину Qo, м’/с301,5
Начальный приведенный расход Qj0. л/с1000
Начальный приведенный движущий момент Л1|0. Н м. . . .1171
Рис. 12.7. Последовательность расчета переходного процесса на ЭВМ по заданному закону закрытия направляющего аппаратаРис. 12.7. Последовательность расчета переходного процесса на ЭВМ по заданному закону закрытия направляющего аппаратаНапор в спиральной камере Ht. к, м Искомое
Рис. 12.7. Последовательность расчета переходного процесса на ЭВМ по заданному закону закрытия направляющего аппарата
Рис. 12.7. Последовательность расчета переходного процесса на ЭВМ по заданному закону закрытия направляющего аппарата
Вакуум в отсасывающей трубе
мИскомое
Разность отметок между верх* ним бьефом и средней линией направляющего аппарата Н„ в, м 95,5
Разность отметок между нижним бьефом и входным сечением отсасывающей трубы Нп, м —4,7
Фаза гидравлического удара
Л, с0,5
Кроме того, задается закон закрытия направляющего аппарата:
Т с. . . 012 3456
а, мм . . . 40 37 34 30,7 27,2 24,2 21,5 Т$. с. . . 78910111213
а, мм . . . 18,3 16,0 13,4 11,2 9,0 7,2 5,5
Расчет переходного процесса проводится методом последовательных приближений (итераций) с использованием модельной расходио-моментной характеристики (рис. 12.6) по алгоритму, показанному на рис. 12.7.
Для управления гидроагрегатом принят регулятор частоты вращения типа ЭГР. Масляный трубопровод для уменьшения гидроудара в системе регулирования принимается из условия, что скорость масла п трубопроводе им < 3 + 6 м/с.
Учитывая, что соотношение Т,)ТГ = = 15,7/0.5 = 30,4, т. е. выполняется условие Л/Л > 5-4-7, поэтому расчет можно проводить с произвольным промежутком времени.
На расходно-моментной характеристике (рис. 12.5) находится начальная расчетная точка О с координатами ао = 4О мм, П[д = = 75,6 об/мин, Л1|0= 1171,1 Н-м, Qj0 = = 1 мэ/с, соответствующая рассматриваемому напору н мощности.
Определяется открытие направляющего аппарата, которое имеет место к концу первого расчетного промежутка времени, принятого равным М = 1 с:
а, — 37 мм.
На моментной характеристике (см. рис. 12.6) находится точка с координатами а|В37 мм и Иц, которые близки к л,0,
Ах —* аАх —* а0,985— .1-0,103.0,985— .1-0,103.Ах2 =Ах2 =^ДдСР2^£Та^ДдСР2^£Таи*> к,X X-аXоС<1Xо-м» +XX XVЕкЕо. о ^Ен <чМ5оXteсм XD5:X*а04075,61101171,11110075,6—7,280-2,58137800,951,0750,05510580.9030,9700,9850,1030.10380,4-7,06-1.6-3,96234840,861,180,1318740,7460,8800,9250,0960,19983,5-6,38-3,88-5,56330870,751,280,205701,60,5990,7660,8230,0860,28685,9-5,27-6,04-6,61427,291,50,651,30,2195210,4450,5780,6720,070,35689,9—4,06—6,47—5,83и*> к,X X-аXоС<1Xо-м» +XX XVЕкЕо. о ^Ен <чМ5оXteсм XD5:X*а04075,61101171,11110075,6—7,280-2,58137800,951,0750,05510580.9030,9700,9850,1030.10380,4-7,06-1.6-3,96234840,861,180,1318740,7460,8800,9250,0960,19983,5-6,38-3,88-5,56330870,751,280,205701,60,5990,7660,8230,0860,28685,9-5,27-6,04-6,61427,291,50,651,30,2195210,4450,5780,6720,070,35689,9—4,06—6,47—5,83Таблица 12.1. Результаты расчета сброса нагрузкиТаблица 12.1. Результаты расчета сброса нагрузки
Ах —
* а
Ах —
* а
0,985
— .1-0,103.
0,985
— .1-0,103.
Ах2 =
Ах2 =
^ДдСР2^£Та
^ДдСР2^£Та
и
*> к,
X X-
а
X
о
С
<1
X
о-
м» +
X
X X
V
Е
к
Е
о. о ^
Е
н <
ч
М
5
о
X
te
см X
D
5:
X
*а
0
40
75,6
1
1
0
1171,1
1
1
1
0
0
75,6
—7,28
0
-2,58
1
37
80
0,95
1,075
0,055
1058
0.903
0,970
0,985
0,103
0.103
80,4
-7,06
-1.6
-3,96
2
34
84
0,86
1,18
0,131
874
0,746
0,880
0,925
0,096
0,199
83,5
-6,38
-3,88
-5,56
3
30
87
0,75
1,28
0,205
701,6
0,599
0,766
0,823
0,086
0,286
85,9
-5,27
-6,04
-6,61
4
27,2
91,5
0,65
1,3
0,219
521
0,445
0,578
0,672
0,07
0,356
89,9
—4,06
—6,47
—5,83
и
*> к,
X X-
а
X
о
С
<1
X
о-
м» +
X
X X
V
Е
к
Е
о. о ^
Е
н <
ч
М
5
о
X
te
см X
D
5:
X
*а
0
40
75,6
1
1
0
1171,1
1
1
1
0
0
75,6
—7,28
0
-2,58
1
37
80
0,95
1,075
0,055
1058
0.903
0,970
0,985
0,103
0.103
80,4
-7,06
-1.6
-3,96
2
34
84
0,86
1,18
0,131
874
0,746
0,880
0,925
0,096
0,199
83,5
-6,38
-3,88
-5,56
3
30
87
0,75
1,28
0,205
701,6
0,599
0,766
0,823
0,086
0,286
85,9
-5,27
-6,04
-6,61
4
27,2
91,5
0,65
1,3
0,219
521
0,445
0,578
0,672
0,07
0,356
89,9
—4,06
—6,47
—5,83
Таблица 12.1. Результаты расчета сброса нагрузки
Таблица 12.1. Результаты расчета сброса нагрузки
например Лц—80 об/мин. При этом рц » — 0,950 м’/с. Л1ц — 1068 Н • м.
По формуле (12.1) относительное повышение давления в конце эквивалентного трубопровода £| « 0,075.
Относительное повышение давления в спиральной камере £н| *= 0,73Ц| = 0,055.
Относительный статический приведенный момент
mT, = M'U/M'to= 1058/1171,1 = 0,903.
Относительный динамический приведенный момент
тт д| ™,пТ1 (1 4-£|)»0,903(1 4-0,075) =-0.97
Средний динамический приведенный момент
_ тт. до 4- ™т. д» 14*0,97
Т1т. д. epi ”2 2 0*985-
Относительное повышение частоты вращения
По приведенной частоте вращения проводится проверка правильности выбора расчетной точки, об/мин:
,Лг0(14*Ах.)75,6-1,103
^П 1 №7=в — ;— = 80,4
Vl+ЬV 1+0,075
Разность между принятым л^ и получен- ным лп t равна в данном случае 0,5 %, считается допустимой, поэтому дальнейших итераций не требуется.
Так как расход через радиально-осевую турбину при разгоне не изменяется, вакуум в отсасывающей трубе за рабочим колесом определяется по (12.10).
Разрежение от влияния составляющей кинетической энергии, м,
= rQn^V^(i + E,)l2
2^ 2g LF oreJ
I • 0,95* - 5,6724 • 88 • 1,07 5
“25,25^2 79,81” “ ^
Разрежение от влияния гидравлического удара, м,
— £,77 —— 0,245^/7 —« - 0,245 - 0,075 - 88 — -1.6.
Осредненное значение вакуума на входе в отсасывающую трубу, м,
аУм
= — 7,06 — 1,6 4- V ==- — 3,96.
Повышение напора, м. в конечных сечениях спиральной камеры
ЬНС. к — W* — 0,055 * 88 «• 4,82.
Расчет повторяется для открытия, соответствующего промежутку времени Т = = 2Ы. По зависимости а»/(Г) определяется аз «= 34 мм. На статической характеристике принимается точка с координатами ^ = 34 мм, Л|2«-84 об/мин, при этом Qj2 = 0,862 м3/с, М i2" 874 Н-м.
По формуле (12.1) определяется значение полного относительного повышения давления во второй фазе расчета; ^ = 0,18.
Относительный приведенный момент турбины
m^" M'Jм'^ — 874/1171,1 =0,746.
Динамический относительный приведенный момент
шТ1 д1 = m-ti (1 4- 6i) ” 0,746 (14- 0,18) = 0,88;
средний динамический приведенный момент
„0^1+188 „0,925
Повышение частоты вращения за вторую фазу расчета
0,925
— --- - 1 — 0,0968.
9,55
Рпс. 12.8. Результаты расчета сброса нагрузки гидроагрегата с турбиной POI15/810Рпс. 12.8. Результаты расчета сброса нагрузки гидроагрегата с турбиной POI15/810Суммарное повышение частоты вращения к моменту Т = 2Д/
Рпс. 12.8. Результаты расчета сброса нагрузки гидроагрегата с турбиной POI15/810
Рпс. 12.8. Результаты расчета сброса нагрузки гидроагрегата с турбиной POI15/810
У, Ах — Ах, 4- Дх2 = 0,103 4- 0,0968 = 0,1998.
Проводится проверка принятой приведенной частоты вращения:
л12л12~+Т,*.18« 83,5 об/мин.~+Т,*.18« 83,5 об/мин.Рис. 12.9. Алгоритм расчета переходного процесса гидроагрегата на ЭВМРис. 12.9. Алгоритм расчета переходного процесса гидроагрегата на ЭВМ,"10 (^ + У Ах) 75,6- 1,1998
л12
л12
~+Т,*.18
« 83,5 об/мин.
~+Т,*.18
« 83,5 об/мин.
Рис. 12.9. Алгоритм расчета переходного процесса гидроагрегата на ЭВМ
Рис. 12.9. Алгоритм расчета переходного процесса гидроагрегата на ЭВМ
Разность между принятым значением П|2**84 об/мин н полученным п'^» = 83,5 об/мин составляет 0,5<%. следовательно, точка выбрана правильно.
Напор в спиральной камере определяется выражением
^с.к — ^К. 1 + ^Нс. к.
Расчет повышения давления в спиральной камере, частоты вращения и давления под рабочим колесом в остальных расчет-
Исходные данные для расчета
Коэффициенты усилия Ср. момента Ст. передачи < Конструктивные па/таметры f<rpe: d Зависимость эзкрытия наппаоляющего аппарата от хода поршня сервомотора а„ - па ( см. формулу (12 81 |
Временные зависимости з., - МП: О* = МП:
( ’ f ( П (из расчета несходного процесса)
Зависимость давления в аккумуляторе МПУ от хода поршня сервомотора 1 <vl
Коэффициент гидравлических потерь на кромках главного распределительного . золотника Л
Определение сипы сопротивления при закрытии направляющего аппарата Р^ - f (af/ )
Определение перепаде давления на отсекающих кромках главного золотника Ар = Л Sq )
Определение скорости поршня серео'мотора усере = f <^1
Определение закона закрытия направляющего аппарата в зависимости от времени а0 = * (П
Рис. 12.10. Последовательность расчета при проверке закона закрытия направляющегоаппарата
ных точках производится аналогичным способом.
Результаты расчета сброса нагрузки, приведенные в табл. 12.1 и на рис. 12.8, показывают, что при принятом законе закрытия максимальное относительное значение частоты вращения гидроагрегата х = = 0,52.
Относительное повышение давления в спиральной камере
Чн. макс = 0,23.
Максимальный напор в спиральном камере
Яс. к. макс ” ^н. а 4" £н. макс Я =
= 96,5 + 0,23-88 = 117,5 м.
Осредненное максимальное значение вакуума под рабочим колесом //е = —6,61 м.
Уточненный расчет переходного процесса с определением закона движения регулирующего органа, значений гидравлического удара и частоты вращения проводится по алгоритму на рис. 12.9.
Для этого, задавшись в первом приближении точкой а0( на статической расходно-моментной характеристике и уточнив ее по значению п,. по формуле (12.8) определяют силу сопротивления Ptl1 преодолеваемую сервомотором.
По формулам (12.7), (12.76), (12.7а) вычисляются потерн давления на кромках главного золотинка Арр; Хрц, скорость движения сервомотора г'сере и его ход Аф/ за 1-Й промежуток времени А/ и новое положение сервомотора ф/= ф,-! —- Аф/. Далее проводится сравнение полученного по зависимости Оо = /(ф) значения а^ с значением, принятым в начале расчета. Если эти значения не равны между собой, то
расчет повторяется с полученным последним значением аок Если значения aoi близки между собой, то рассматривается следующая точка По,+ ь принимаемая приближенно.
Определение закона закрытия направляющего аппарата проводится по последовательности, указанной на рис. 12.10.
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ЭВМ
ДЛЯ РАСЧЕТА ГАРАНТИЙРЕГУЛИРОВАНИЯ
Использование ЭВМ дает возможность быстрого исследования переходных процессов для различных исходных параметров гидроагрегата: напора, мощности, частоты вращения, времени закрытия направляющего аппарата, махового момента ротора и др. При этом могут быть учтены изменение потерь напора в водоводе, особенности конструкции различных участков водовода и проточной части турбины.
В настоящее время разработан ряд программ [1], позволяющих проводить расчеты переходных процессов как по разомкнутой, так и по замкнутой схеме, т. е. с учетом или без учета действия механизмов обратной связи системы регулирования. При этом имеется возможность определения давления в различных сечениях сложных разветвленных водоводов н уравнительных резервуарах.
При проектировании турбин давление определяют только в выходном сечении перед турбиной, предполагая, что весь водовод состоит из одного эквивалентного участка. При этом одновременно определяется закон изменения открытия регулирующего органа.
Для проведения расчета в память ЭВМ заносятся: массив расходно-моментной
статической характеристики (рис. 12.3), характеристика поднодящего подонодя, значение махового момента гидроагрегата, параметры турбины, напор и мощность при исследуемом режиме, данные о распределительном устройстве регулятора. Расчет производится через промежутки времени А/ = 0,02 4-0,1 методом последовательных приближений.
В § 12.1 —12.8 изложен метод расчета гидравлического удара, применяемый ПО Л/МЗ для решения практических задач с применением ЭВМ.
Этот метод является приближенным, по пригодным для практических расчетов/ Метод нс учитывает пстрсчаюшнсся на отдельных ГЭС разветвления водоводов и изменение потерь напора в зависимости от расхода.
К настоящему времени разработан метод конечных разностей, который позволяет решать сложные задачи. В исходные уравнения включается член, учитывающий изменение потерь напора в водоподводящем тракте. В результате исходные уравнения п частных производных имеют вид [2, 22]
31 + Fg 31 ” 2dF2g Q I Q
X 3Q g 3H
T "зГ + ^ ~зГ ” °’
где F— площадь поперечного сечения водовода, м1; d— диаметр водовода, м; Л — коэффициент гидравлического трения.
Численный метод решения уравнений, использующий явную схему конечных разностей, позволяет получить уравнения в характеристической форме:
дН 1 дН с ( dQ , \ 6QX
dl "с dl ^ Fg \ 01 ^ с dt
■2WQ|Qh (,2J,)
Левая часть уравнения (12.11) со знаком «4-» соответствует прямой, а со знаком «—» — обратной полис гидравлического удара. Изменение напора но длине водовода для прямой полны записывается в следующем виде:
dl h
а для обратной волны
ан н^ - /сdlh
Изменение напора во времени представляется в виде
а» н^-н^01 т
где h — размер шага по /; т — размер шага по 1\ т =0, I, 2, 3, 4, ... , М; п = 0, I, 2, 3N.
Аналогично могут быть получены частные производные от расхода Q.
Анализ, проведенный авторами (22], показал, что уравнение (12.11) не учитывает разрыва сплошности потока в опасных створах водовода. Авторы считают, что для детального моделирования физических явлений необходимо использовать математическую модель двухфазного потока.
Приведенные в настоящем параграфе краткие сведения о методе конечных разностей для переходных процессов предопределяют необходимость внедрения этого метода в практических расчетах.
Основные положения разновидности метода конечных разностей применены для анализа переходных процессов в ГАЭС (см. § 28.5).
Глава 13
РАСЧЕТ УСТОЙЧИВОСТИ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ОБЩИЕ ПОНЯТИЯ О РАСЧЕТЕУСТОЙЧИВОСТИ
Под устойчивостью системы регулирования понимается ее способность при выведении из равновесия самостоятельно возвращаться в исходное или устанавливать новое равновесное состояние.
В расчете устойчивости система рассматривается как два последовательно соединенных звена — регулятор н объект регулирования, замкнутых отрицательной обратной связью.
Для придания системе регулирования требуемых динамических свойств регулятор
имеет устройства с настраиваемыми параметрами. Эти устройства являются корректирующими звеньями системы в целом. Значения настраиваемых параметров корректирующих звеньев определяются индивидуально для каждой ГЭС в зависимости от характеристик н условий эксплуатации объекта регулирования.
В настоящей главе даются рекомендации по определению тех значений настраиваемых параметров, при которых система обладает достаточной устойчивостью и хорошим качеством переходных процессов. Вопросы, связанные с выбором постоянных параметров регулятора, определяющих устойчивость его внутреннего контура, по
Рис. 13.1. Характеристика переходного процесса в системе регулирования
рассматриваются, так как они полностью решаются в процессе проектирования регулятора.
Устойчивость и качество регулирования могут быть определены методом оценки форм переходных процессов при воздействии на систему внешних возмущений типа мгновенного изменения нагрузки. Графики таких переходных процессов могут быть построены по дифференциальному уравнению, описывающему динамику замкнутой системы, или получены при натурных испытаниях.
В этом методе об устойчивости судят по характеру возвращения регулируемой величины к равновесному состоянию: монотонному, апериодическому с конечным числом колебаний вокруг состояния равновесия или колебательному, когда система приходит к состоянию равновесия, совершая затухающие колебания, число которых теоретически бесконечно велико.
Оценка качества переходного процесса производится по коэффициенту перерегулирования о и времени регулирования tp (рис. 13.1). Перерегулирование определяется выражением
У У
''вых. М1КС ВЫХМа — ——^100 %,
ЛВЫХ оо Л1ЫХ 0
где ^вых.««' Х.«Х~ " *»ых0~соответ- ствеяно максимальное, новое установившееся н начальное значения регулируемой величины.
Теоретически время регулирования равно бесконечности, поэтому за /р принимают время, в течение которого отклонение регулируемой величины от нового установившегося значения становится меньше контрольной величины е. Обычно
е = 0,05(Хвых„-Хаых0).
В системах регулирования гидротурбин оценку качества регулирования часто производят не по изменению регулируемой величины, а по движению сервомотора направляющего аппарата. Метод оценки форм переходных процессов удобен для сравнения процессов регулирования полностью заданных систем, однако он не содержит
способов определения значений настраиваемых параметров.
В инженерной практике применяется метод логарифмических частотных х а р а к т с р я с т я к’. Используя этот метод, можно, пс решая дифференциальных уравнений всей системы, производить полный анализ ее устойчивости п качества, оценивать влияние каждого отдельного параметра системы на ее устойчивость или поведение в переходных процессах. выбирать значения параметров корректирующих звеньев. Одним нз преимуществ этого метода является также возможность непосредственного использования характеристик отдельных звеньев системы, полученных экспериментальным путем.
Частотные характеристики описывают реакцию системы или звена на гармоническое входное воздействие различных частот. Если на вход системы подаются синусоидальные колебания вида
ZBX = a sin со/,где а —амплитуда входного сигнала, о>—угловая частота, то после затухания сво-бодных колебаний на выходе системы уста-навливаются вынужденные колебания вида^вых^о, sin (й/ 4- 0)
с той же частотой, но с другой амплитудой О| и сдвигом фазы 9 между входным н выходным сигналами. При постоянном значении а значения о, и 6 зависят от со. Отношение Л, = aja называется коэффициентом усиления амплитуды. Зависимости Л у = Ца>) и 9 « /(со) являются частотными характеристиками. Построенные в логарифмическом масштабе эти характеристики называются соответственно логарифмической амплитудной L н логарифмической фазовой 9 характеристиками системы или звена.
При построении логарифмических частотных характеристик по осн абсцисс откладывается 1g о>. ио пишется значение угловой частоты в рад/с (рис. 13.2). Изменение со в десять раз называется декадой. По оси ординат откладывается L = = 20 1g Лу, дБ, и значение фазового угла 0, град, в линейном масштабе. Нулевая точка оси ординат соответствует Лу — 1 и 9 = 0. При Лу С 1 L получает отрицательные значения и так же, как н значения 9 с О, откладывается ниже оси абсцисс. Значение амплитуды Л у, соответствующее w = О, называется статическим коэффициентом передачи (или усиления) данной системы иля эвена и обозначается k.
Частотные характеристики большей частью строят по передаточным функциям, полученным из дифференциальных уравне-
Пивоваров В. Л. Проектирование и расчет систем регулирования гидротурбин. Л.: Машиностроение, 1973.
Z,86 0,rpad
^0 -180
30 -120
20_ *° Декада10 ^020_ *° Декада10 ^0—ГТТГ 1 г0.060,01 ОД /-ю-^о-20- -80—ГТТГ 1 г0.060,01 ОД /-ю-^о-20- -80ДекадаДекада4 5 8104 5 810ДекадаДекадатч I 1Ш| 100 ^ рад/стч I 1Ш| 100 ^ рад/с
20_ *° Декада
10 ^0
20_ *° Декада
10 ^0
—ГТТГ 1 г
0.060,01 ОД /-ю-^о
-20- -80
—ГТТГ 1 г
0.060,01 ОД /-ю-^о
-20- -80
Декада
Декада
4 5 810
4 5 810
Декада
Декада
тч I 1Ш| 100 ^ рад/с
тч I 1Ш| 100 ^ рад/с
-30 V-120
Рис. 13.2. Шкалы на осях координат логарифмическихчастотных характеристик
кий, описывающих динамику системы или звена.
Передаточная функция представляет собой отношение изображении по Лапласу выходной величины сигнала к входной при нулевых начальных условиях
Wlp^X^^IX^.
В дальнейшем в гл. 13 с целью сокращения записи передаточной функции вместо W(p) будем применять обозначение U7.
Анализ свойств системы, в том числе суждение об ее устойчивости в замкнутом состоянии, производится по частотным характеристикам системы, построенным для ее разомкнутого состояния.
Структурная схема системы регулирования гидротурбины показана на рис. 13.3, где п— частота вращения гидроагрегата; л» — заданное значение л; Р— регулятор; ОР—объект регулирования.
Согласно этой схеме передаточная функция системы регулирования
Гс~ГрГ0.р,
где W\—передаточная функция регулятора; U?». р — передаточная функция объекта регулирования. Как было сказано выше, регулятор содержит корректирующие звенья с настраиваемыми параметрами, за счет которых можно получить желаемую характеристику системы. Эти звенья могут быть включены в контур регулирования последовательно или параллельно (обычно в цепи обратной связи, охватывающей одни или несколько блоков регулятора). Остальные звенья регулятора имеют постоянные параметры. Объект регулирования целиком состоит из звеньев с постоянными для заданного расчетного режима параметрами.
С учетом этих положений передаточная функция системы регулирования при
Рис. 13.3. Структурная схема системы регулирования
последовательной коррекции, характерной для систем регулирования гидротурбин, может быть представлена в виде
Ц7С«Ц7КЦ7Н,
где 1ГК — передаточная функция корректирующих звеньев; U7M — передаточная функция неизменяемой части системы, состоящей из звеньев (регулятора и объекта регулирования) с постоянными параметрами.
По структуре звенья регулятора и объекта регулирования представляют собой, как правило, типовые звенья. Дифференциальные уравнения, передаточные функции и логарифмические частотные характеристики таких звеньев приведены в табл. 13.1, где Аех—входной сигнал; Аеых— выходной сигнал; к— статический коэффициент передачи; Т —постоянная времени звена; £ — коэффициент демпфирования; р = с4-/со — комплексная переменная (оператор Лапласа); L и 0 — соответственно амплитуда и фаза частотной характеристики звена.
Амплитудные характеристики звеньев К? 2, 6 и 7 (см. табл. 13.1) имеют форму кривых, асимптотически приближающихся к двум пересекающимся прямым. Однако в практике эти характеристики вычерчивают в виде двух пересекающихся прямых, хак это в показано в таблице. Максимальная погрешность такого упрощения имеет место в точке пересечения прямых и составляет 3 дБ.
Амплитудные характеристики колебательного звена № 3 (табл. 13.1) следует строить точным методом. Фазовые характеристики звеньев Nt 2, 6 и 7 вычерчиваются с помощью шаблона (рис. 13 4). Шаб-
Рис. 13.4. Шаблон для построения логарифмических фазовых частотных характеристик
11лзозиис
Диффс|>снцнл.1Ы1<>с уравнение
Передаточная функции
Логарифмические частотные характеристики
1
Пропорциональное идеальное
А ПЫХпх
к
П’Ч
О'ш< рад/с
5,гра34
О'
я.?:6/с
2
Апериодическое первого порядка
т ^ПЫХ 1 у-= ЪХ
/^ “Г вых ” RA пх
к
Тр + 1
M£i
*Т
(Г
и,рад/с
^, град I
^рад/с
3
Колебательное
Т2 ^ВЫХ , dt1
.^ВЫХ IV=
4- 2»/+ лвы№
= ывх ;<i
к
Z. 5Б-4СдЪ/дек
Т^р1 + UTp + 1
б 0
-180
9, град
^Х^, рад/с
-
и, рад/с
4
Интегрирующее \
^^НЫХ L у
dt --кХ„
МР
Д,дБ, * г 0 -30 8,град
ы*1 ш^оад/с
ш, рад/с
Б
Дифференцирующее
dl
кр
^
I "^7\р°9/с
0
В. град so
0
/ Ы»1
рад/с
6
Пропорциональ- но-дифференци- рующее
X^x-kX„ + kt^-
к (Тр+\);
T — kJk
7,96
<у, рад/с
В, град
30
т
О'ы, рад/с
7
Неминимальнофазовое пропор- ционально-диф- ференцирующее
/_ dXBX \
-kV« т dt )
Ml - 7р)
/,ЭБ л- 0.
0
-30
8, град
и^ рад/с
рад/с
Таблица 13.1. Логарифмические частотные характеристики типовых звеньев
176
Параметр
Единица измерения
Обозначения
для рассматриваемого режима
максимальных (базовых) величин
отклоне-
относительных величин
Частота вращения агрегата
Открытие направляющего аппарата (оп):
об/мин
По
Ал
х = Дп/ло
модели
мм
Оо/
аот
&а
Pi = Да/аот
турбины
мм
«т/
атт
—
—
Открытие лопастей рабочего колеса
град
ф,
<Гт
Дф
Р1 = Дф/фт
Напор
Ход сервомотора:
м
Hl
Но
дя
к = кН/Но
направляющего аппарата
мм
Фи
"Ф1 m
Дф|
Ух = Дф|/ф1т
рабочего колеса
мм
Фи
Фгт
Дф1
Уо = Дф1/фзт
Расход воды через турбину
м’/с
QtI
Qtm
—
Приведенный расход
л/с
Qu
Q/m
—
Я = QnlQlm
Приведенная частота вращения
об/мин
пн
—
—
Движущий момент турбины
кг • м
Ми
Мтт
—
т — MTl/Mr„
Момент сопротивления нагрузки (генератора)
кг • м
Мс1
Л<гт
КПД модели
отн. ед.
п<
Лт
—
^И = Ч</Пт
Момент инерции ротора гидроагрегата
кг ■ м1
/
—
—
—
Длина водовода (г-го участка) с постоянной площадью сечения
м
Li
Общая длина водовода
м
—
Lm
—
—
Площадь поперечного сечения водовода (/- го участка)
м’
Fl
—
—
Скорость воды в водоводе
м/с
О
—
—
—
Таблица 13.2. Условные обозначения
лон можно изготовить из оргстекла или другого прозрачного материала. Для построения профиля кривой 6 = / (<о) на шаблоне по оси абсцисс наносится шкала to7 в логарифмическом масштабе со значениями от 0,01 до 100, а по осн ординат— значения 0 = arclg «7 в линейном масштабе. На отметке 0 = 45” наносятся вертикальная и горизонтальная риски. По масштабу шкала 0 шаблона должна быть равной шкале 0 на вычерчиваемой характеристике, а шкала о>7— шкале м.
При построении характеристик шаблон вертикальной и горизонтальной рисками устанавливается соответственно на коорди-
12 Зак. 90S
наты ш = 1/7 и 6 = —45” (для звеньев Ns 2 и 7) или го =» 1/7 и 9 — +45° (для звена № 6). При этом нужно следить, чтобы направление кривой 0 = /(to) совпало с показанным в таблице.
Фазовые характеристики колебательного звена № 3 приближенно можно строить как сумму двух характеристик последовательно соединенных апериодических звеньев с одинаковыми постоянными времени 7.
В тех случаях, когда в водоводе имеет место упругий гидравлический удар, в передаточной функции системы присутствует не совпадающий по виду с типовыми звеньями, представленными в табл. 13.1,
177
0^00^
Рис. 13.5. Номограмма для определения частотных характеристик системы регулиропя- ния гидротурбин с учетом упругого гидроудара
сомножитель
1 -2<7^” thO,5TrpЛг
1 + <7—. 1Ь0,5Ггр
где Т, и Те — соответственно фаза гидравлического удара и инерционная постоянная
водовода (§ 12.2); q — относительный приведенный расход (табл. 13.2).
Построение частотных характеристик такого звена ведется по точкам для ряда задаваемых частот (о. Значения L и 6 для каждой частоты находятся с помощыо номограммы (рис. 13.5) по значениям
WЛ К "Г
X=*<7oT-y- И м=0,5Ггы.
Рис. 13.6. Логарифмические частотные характеристики системыРис. 13.6. Логарифмические частотные характеристики системыЧастотные характеристики строятся на специальной полулогарифмической бумаге. Сначала наносятся характеристики интегрирующего звена, затем в последовательности по убывающему значению постоянных времени и на частотах, соответствующих значениям этих постоянных, наклон характеристики меняется по значению и направлению в соответствии с характеристикой каждого последующего звена.
Рис. 13.6. Логарифмические частотные характеристики системы
Рис. 13.6. Логарифмические частотные характеристики системы
Как правило, в системах регулирования гидротурбин фазовая характеристика разомкнутой системы (рис. 13.6) имеет только один переход через прямую 0 = —180е (на частоте со*), а амплитудная характеристика в области частот w < wa только один раз пересекает ось абсцисс (на частоте Ос, называемой частотой среза). При этих условиях, если частота wa меньше юс, система неустойчива; при («>а > шс система устойчива; если (о* = шс, то система находится на границе устойчивости.
Превышение фазовой характеристики Аб, (в градусах) над прямой 0 =—180е на частоте юе называется запасом устойчивости по фазе, а понижение амплитудной характеристики Д/,3 п децибелах ниже оси абсцисс на частоте w, — запасом устойчивости по амплитуде.
После вычерчивания амплитудной Lx и фазовой 0я характеристик неизменяемой части строят желаемые характеристики Lx и 0Ж с выбранными запасами устойчивости и нужным наклоном среднечастотной
асимптоты (отрезка амплитудной характеристики, пересекающей ось абсцисс). Практика показывает, что хорошее качество процесса регулирования получается при АО, = 35 4- 45", ALs = 64-8 дБ и наклоне среднечастотной асимптоты, равном 20 дь/дек. Параметры корректирующих звеньев, необходимые для получения желаемых характеристик, определяются разностью Аж - ^н и 0ж - 6м-
Некоторые рекомендации по построению желаемых характеристик даны ниже при рассмотрении примера.
ПЕРЕДАТОЧНЫЕ ФУНКЦИИРЕГУЛЯТОРОВ*
На рис. 13.7—13.9 показаны структурные схемы гидромеханических и электро- гидравлических регуляторов, конструкции которых рассматривались в гл. 9.
В этих схемах элементы регуляторов представлены их передаточными функциями в относительных единицах. Так как регулятор реагирует на отклонение частоты вращения гидроагрегата, а не на абсолютное значение, на схемах показано относительное отклонение частоты вращения х — = Дл/л0. При этом предполагается, что сравнение текущего значения частоты вращения с ее заданным значением выполняет элемент, не включенный в схему.
В схемах принято: у—относительное отклонение электрического сигнала регули-
с
Рис. 13.7. Структурная схема регуляторов РМ и РКМ
Рис. 13.8. Структурная схема панели электрооборудования ЭГРРис. 13.8. Структурная схема панели электрооборудования ЭГРTdP *У ।btTdTdP *У ।btTd
Рис. 13.8. Структурная схема панели электрооборудования ЭГР
Рис. 13.8. Структурная схема панели электрооборудования ЭГР
TdP *У ।btTd
TdP *У ।btTd
рования; м\—относительное изменение положения сервомотора направляющего аппарата; с — сигнал управляющего воздействия; ^ и ^2 — коэффициенты демпфирования соответственно маятника и магнитоэлектрического преобразователя; кх — коэффициент передачи электрического усилителя: fro с — коэффициент передачи обратной связи; Тх — постоянная времени маятника; 7) — постоянная времени магнитоэлектрического преобразователя; 7з — постоянная времени вспомогательного сервомотора и гидроусилителя элсктрогидравли- чсского преобразователя; Т* — постоянная времени вспомогательного сервомотора главного золотника; 7yi— постоянная времени сервомотора направляющего аппарата.
Остальные параметры, использованные в схемах, приведены в табл. 9.1 и 9.3.
Передаточная функция гидромеханических регуляторов РМ и РКМ (рис. 13.7) nph значении Ьр — 0, как наименее благоприятном для обеспечения устойчивости системы,
(13.1)
Исходя из конструктивных особенностей регулятора 7^0,005 с; 7^=0,04 с; Ту«= 0,04с; ^*=0.3. Постоянная 73 настройкой передачи под маятником может быть установлена от 0,02 до 0.05 с.
Имея в виду, что область существенных частот, в пределах которой решаются
вопроси устойчивости системы регулирования гидротурбин, обычно находится ниже 0=1 рад/с при указанных значениях Tt, Т<, Tyt. С и максимальном значении Т^ = = 0,02 с, как наихудшем с точки зрения устойчивости, в расчетах для первого приближения можно принять
Амплитудная характеристика, построенная по этому приближенному выражению при минимальных значениях bf и 7tf (например, при Ь« = 0,2 и 7d — 2 с) будет выше построенной по выражению (13.1) на 0,8 дБ, а фазовая характеристика на частоте со = 1 рад/с будет находиться выше своего точного положения па угол ДО = 12°.
С увеличением Ь< и 7d погрешность в построении амплитудной характеристики уменьшается и уже при Ь< = 0,4 и 7^ = 4 с составляет —0.2 дБ. Погрешность построения фазовой характеристики при построении по приближенному значению 1ГР практически не зависит от параметра Т«. С увеличением параметра Ь< н с уменьшением частоты to погрешность уменьшается.
На частоте о=1 рад/с: Д0 = 7° при Ь< = 0,4; ДО = 4° при Ь( = 0,6; ДО = 1,5° при bf = 0,8; ДО = Г при b, = 1. На больших частотах погрешность резко увеличивается с возрастанием частоты, и в этом случае ее нужно оценивать по (13.1). После построиия характеристик по приближенному выражению, определив Ь( и диапазон частот, в котором решаются вопросы устойчивости, можно сделать оценку принятых упрощений и, если нужно, ввести соответствующие поправки.
Передаточная функция регуляторов по управляющему воздействию
1
Х тыДТзР + 1)(^р + 1)Х-> ■
Г _1^±^12>±^_ 4-
ту,р(т»р+^Х + *
_Х(Г4р+1) (7-^+1)
ссРис. 13.9. Структурная схема колонки управления ЭГРРис. 13.9. Структурная схема колонки управления ЭГРПередаточная функция электроги- дра вл ических регуляторов представляет собой произведение передаточных
с
с
Рис. 13.9. Структурная схема колонки управления ЭГР
Рис. 13.9. Структурная схема колонки управления ЭГР
функций панели электрооборудования и колонки управления
Ур«1ГЛ.у.Ур«1ГЛ.у.элек- 13.8)элек- 13.8)Передаточная функция панели трооборудования типа ЭГР-1Т (ряс. пр» Ьр = 0 и постоянном значении Ао = 1
Ур«1ГЛ.у.
Ур«1ГЛ.у.
элек- 13.8)
элек- 13.8)
(см. табл. 9.3)
„ _ 1 Г"Р+!
Так как постоянная Tv имеет малое значение, можно приближенно принять
1 Тпр + 1 Tdp + Iр kTnp+\ btTd
Допущенная погрешность при упрощении этой передаточной функции легко может быть оценена после определения значений bi, Td и диапазона частот.
Передаточная функция колонки управления (рис. 13.9)
1
’ (Т^2 + 2^Г2р+1)х 2ST2pJ2H£4pJlO^
По условиям конструктивного исполнения А| = 1: *о. е = 1; Т^ = 0,01 с; Т5 = = 0,003 с; Т4 = 0,02 с; £j — 0,3. При подстановке этих значений в квадратной скобке получается сумма членов с постоянными времени и единицы. Пренебрегая постоянными времени, в несколько десятков раз меньшими чем Ту1. можно принять
U^K.y
11и соответственно
1
1
1 Trtp4-1 Tdp-V\ 1
Р кТпр-У 1 btTd TVvp-V\ *
(13.2)
По управляющему воздействию передаточная функция регулятора
^рС”^к. у.
Для электрогидравлических регуляторов с панелями электрооборудования типа ЭГР-2И1 передаточная функция по частоте вращения одинакова с wp по (13.2). По управляющему воздействию передаточная
функция этих регуляторов согласно [25):
U7 =
ПЕРЕДАТОЧНАЯ ФУНКЦИЯОБЪЕКТА РЕГУЛИРОВАНИЯ
Передаточная функция объекта регулирования может быть получена из решения системы уравнений гидроагрегата, рассматриваемого как объект регулирования. Система уравнений составляется для рассматриваемого режима работы гидроагрегата и учитывает все основные его характеристики и параметры, влияющие на устойчивость системы и качество процессов регулирования. В общем виде динамические характеристики гидроагрегата являются нелинейными, так как переменные, входящие в уравнения гидромашины и напорного тракта, связаны сложными нелинейными зависимостями. Однако, используя для расчета универсальные модельные характеристики турбины и предполагая, что они справедливы при нормальных процессах регулирования, ограниченных малыми отклонениями величин в принятой для анализа режимной точке этих характеристик, уравнения гидроагрегата рассматривают как линейные.
Динамические характеристики гидроагрегата как объекта регулирования могут быть представлены системой линеаризованных уравнений гидроагрегата, водовода и (для поворотно-лопастных турбин) сервомотора лопастей рабочего колеса, записанных в операторной форме
кТаР + ел) х = vp) 4- ефц2 4- e^h; (13.3) ^Twphw-V !)А*= — Twp (^аЦ^^фР: 4-^/^);
(13.4)
(^^4- 1)р2-ВфЦ|.(^^4- 1)р2-ВфЦ|.(13.5)(13.5)Уравнение (13.3) характеризует гидроагрегат с поворотно-лопастной гидротурбиной с учетом гидравлического удара и -саморегулирования контролируемой нагрузки. В уравнении водовода (13.4) гидравлический удар принимается жестким. В табл. 13.2 даны условные обозначения величин, а ниже даны формулы вычисления коэффициентов линеаризации, входящие в уравнения (13.3) — (13.5).
(^^4- 1)р2-ВфЦ|.
(^^4- 1)р2-ВфЦ|.
(13.5)
(13.5)
Коэффициент передачи от открытия направляющего аппарата к моменту турбины
[(0|Л)2 ~ (^1Л)(]дрт (a2-°i)(Q^)m
(13.6)
Коэффициент передачи от открытия допа степ рабочего колеса к моменту турбины
av/ ) мтт
|(9|,п)ф..-(0?п)Ф,]фт
—FWJT'1
Коэффициент передачи от открытия нэправ ляющего аппарата к расходу
(^12 ~" ^ы) flom (^-a^Q^
Коэффициент передачи от открытия лопастей рабочего колеса к расходу
Т к ^Ф( ) Qtm
(13.7)
Ц^Оф- (^I^J^m(ф2-Ф|)31т
($3.13)
Коэффициент саморегулирования турбины
(13.8)
Иногда в литературе эти коэффициенты называют коэффициентами усиления.
Коэффициент саморегулирования контролируемой системы
где
(13.14)
(13.15)
Коэффициент передачи от изменения частоты вращения турбины к расходу
(Qu"~31з) лю (пи —л13) Qlm
(13.9)
Коэффициент передачи от напора к моменту турбины
(дМт1\ Но
\ дН ) Мтт ~
/ ' \2/ г чг
(мт С^нм^
wл14 ' у ЛН 'п13
[(^)=
L\nu/ J
(13.10)
Коэффициент передачи от напора к расходу
А. ^тт
ЛЮ/Л13
Л13/
-^-Qu
4Ц^1• (13Н)
- 13 I tin
ПИ/ J
ее— коэффициент саморегулирования нагрузки, который в зависимости от характера нагрузки может изменяться в широких пределах — от —1 до 4-2.
При анализе динамики системы регулирования тяжелым, с точки зрения обеспечения устойчивости системы, является режим работы гидроагрегата на изолированную нагрузку, имеющую коэффициент саморегулирования eg =—1, что соответствует чисто активной (осветительной) нагрузке или даже ее < —1 (активно-индуктивной нагрузке). В этих случаях коэффициент саморегулирования контролируемой системы может оказаться отрицательным или равным нулю. Учитывая, что в реальных условиях в энергосистемах встречаются в различных сочетаниях все виды нагрузок, часто в расчетах принимают е< = 0.
Значения Q/, п^ 1), а^ ф для определения коэффициентов передач в формулах (13.6) —(13.13) рассчитываются по универсальным модельным характеристикам (для поворотно-лопастных гидротурбин—по пропеллерным характеристикам).
Значения величин, соответствующие расчетному напору, номинальной мощности, обовначены индексом 0.
Максимальные (базовые) значения величин, соответствующие расчетному напору и максимальному открытию направляющего аппарата, имеют обозначения с индексом т. Величины с индексом I обозначают текущие значения рассматриваемого режима. Индексы I, 2, 3, 4 при величинах Qp П. п^ ао* Ф указывают точки, в которых взяты эти величины на универсальной харак-
1Г„«1Г„«— Twp .7*wP^w А 1— Twp .7*wP^w А 1(13.19)(13.19)IFX =IFX =ITv,P + 1 *ITv,P + 1 *(13.20)(13.20)где yx ^^tгде yx ^^tф|т . °omф|т . °om
1Г„«
1Г„«
— Twp .
7*wP^w А 1
— Twp .
7*wP^w А 1
(13.19)
(13.19)
IFX =
IFX =
I
Tv,P + 1 *
I
Tv,P + 1 *
(13.20)
(13.20)
где yx ^^t
где yx ^^t
ф|т . °om
ф|т . °om
герметике (см. рис. 13.12) или из вспомогательных графиках пила Q/■» / (а0); Q/t]« «=/(<г0); Q1 = (^)w построенных на основа ими универсальной или пропеллерных характеристик для области рассматриваемого режима при л, = const и Q/**?(«/) и Q/Ha/ (n/) при л0 =* ^^^ const. Вычисление значений постоянных параметров Та и fw дамы в § 12.2 — 12.3.
Постоянная времени сервомотора рабочего колеса Гу$ определяется (для двухтарельчатого золотника) по формуле
7^р^2=. (13.16)
Pp^i Д/“ ^Р* |0$ Sim
где Ft и ф1,«—соответственно площадь, м1, и ход поршня сервомотора рабочего колеса, м; Ь) — суммарная ширина окон буксы золотника сервомотора рабочего колеса, м; Sim — базовый ход золотника, соответствующий полному ходу сервомотора рабочего колеса, м; |tP— коэффициент расхода, равный 0.63: Др —разность между давлением в МНУ и давлением, необходимым для преодоления сервомотором сил сопротивления, МПа.
Передаточная функция объекта регулирования с поворотно-лопастной гидротурбиной. Решив систему уравнений (13.3) — (13.5) и взяв отношение x(p)/pi(p)—относительных входной и выходной величин, преобразованных по Лапласу, передаточную функцию объекта регулирования для гидроагрегата, работающего на изолированную на- трузку, можно представить в виде
где Wf — передаточная функция гидроагрегата и нагрузки:
Wt =(13Л8)
V аР -f- б п)
W9 — передаточная функция водовода для
-случая жесткого гидравлического удара:
U75— передаточная функция следящей системы сервомотора рабочего колеса:
Для входного воздействия, выраженного в относительном перемещении сервомотора направляющего аппарата, передаточная функция будет
"^ "та
[
/ VX
S'l ++ ^В^Х
XG&+A)]w-
(1 -WaWtetM
(13.21)
л BB1 дч,‘ \ ( a°m Yф та 1та) таА
Bi — коэффициент передачи, характеризующий зависимость открытия лопаток направляющего аппарата Оу от хода штока сервомотора фи Вф — коэффициент передачи, характеризующий комбинаторную зависимость; В^— коэффициент передачи, характеризующий зависимость положения лопастей ф от положения сервомотора рабочего колеса ф$; В — коэффициент передачи, характеризующий зависимость ф1 от фь
Структурная схема, соответствующая передаточной функции lFel, представлена на рис. 13.10.
Наиболее тяжелым режимом для обеспечения устойчивости системы регулирования является режим работы гидроагрегата с максимальной нагрузкой. Однако при наличии в регуляторе устройств, ограничивающих мощность турбины при высоких напорах, в расчетах устойчивости передаточную функцию обычно составляют для режима работы гидроагрегата с номинальной нагрузкой (при расчетном напоре) или для режима холостого хода.
При подстановке значений IF/, IF,, W^ из (13.18) — (13.20) в (13.21) и соответствующих преобразований выражение передаточной функции объекта регулирования с поворотно-лопастной гидротурбиной будет
Рис. 13.10. Структурная схема объекта регулирования с поворотно лопастной гидротурбиной
иметь вид
В1 №кш ~ kaew) Т„Ту Р* + [(х^ - haew^ Tw + (Л^ ~ сикФ) BvTw + vrj p +
<JeP + >) IW^’ + kWw + Wt, + 7„) p + e„]
ИЛИ d ( » n s fкаСхуА т т ।
fli (v + %Вф) {T=-M +
(13.22)(13.22), [(v*t₽ - к«е^ Tw + (* - V») V« + vrJ . , 1
(13.22)
(13.22)
vtvp+ч I ~ tj.p + v^ -7rTw+—T.)p+4
При этом статический коэффициент передачи гидроагрегата kv равен
тогда выражение передаточной функции ITd| можно представить в форме, удобной для построения логарифмических частотных характеристик:
Если функции второго порядка числителя и знаменателя разложить на сомножители, представив многочлены для числителя в виде
Ар + Bp + 1 = ^т\р + 1) (т'2р 4- 1),
где /= v + M/- ^
^'ки, - fe^J Tw + (гф*«, - Ч₽ф) Х вх ВфТш + хту,
V + ефвф
«у ^(г;р+')(г'р+о ^VP+ 0(7>+ 0(Г4Р + о'
(13.23)
Для поворотно-лопастных турбин, работающих в режиме холостого хода, а также для всех режимов работы пропеллерных и радиально-осевых гидротурбин В<р = 0. В этом случае передаточная функция №О| принимает вид
для знаменателядля знаменателя
для знаменателя
для знаменателя
Срг + Ор+ 1=(г^+ |)(г>+ |).
\"ty" В /
гдсС-^Т^.-,
(ewkl1
D - I т^. + Тц, 4т3
\6пСп
Передаточная функция объекта регулирования с поворотно-лопастной гидротурбиной при постоянной частоте праще-
и п я имеет види п я имеет вид° + ^^Vr+vj r“^>p +° + ^^Vr+vj r“^>p +*1" l^Q^ui ^^и)^ ^"а®^*1" l^Q^ui ^^и)^ ^"а®^117 w,v т117 w,v тВычистив коэффициенты, входящие в ХС^. аналогично вышеописанному для №а1 можно записать:Вычистив коэффициенты, входящие в ХС^. аналогично вышеописанному для №а1 можно записать:Рис. 13.il. К определению характера гидравлического удара в водоводе (Л—зона применения уравнения жесткого гидроудара; В — упругого гндроудара)Рис. 13.il. К определению характера гидравлического удара в водоводе (Л—зона применения уравнения жесткого гидроудара; В — упругого гндроудара)W<г> ч- i) (1 + Г»"'^ VT„P^ ^(^p^+l) •W<г> ч- i) (1 + Г»"'^ VT„P^ ^(^p^+l) •(13.24)(13.24)Передаточная функция объекта регулирования с радиально-осевой гидротурбиной для с л уч аев упругого и жесткого гидравлического удара. При анализе динамики регулирования характер гидравлического удара в водоводе можно учитывать по-разному. Для пизконапорпих гидротурбин, имеющих короткие водоводы, гидравлический удар в водоводе носит характер инерционного воздействия массы воды и принимается как жесткий. Гидравлический удар в длинных водоводах высокопапорных гидротурбин сопровождается волновыми явлениями и учитывается как упругий.
и п я имеет вид
и п я имеет вид
° + ^^Vr+vj r“^>p +
° + ^^Vr+vj r“^>p +
*1" l^Q^ui ^^и)^ ^"а®^
*1" l^Q^ui ^^и)^ ^"а®^
117 w
,v т
117 w
,v т
Вычистив коэффициенты, входящие в ХС^. аналогично вышеописанному для №а1 можно записать:
Вычистив коэффициенты, входящие в ХС^. аналогично вышеописанному для №а1 можно записать:
Рис. 13.il. К определению характера гидравлического удара в водоводе (Л—зона применения уравнения жесткого гидроудара; В — упругого гндроудара)
Рис. 13.il. К определению характера гидравлического удара в водоводе (Л—зона применения уравнения жесткого гидроудара; В — упругого гндроудара)
W<г> ч- i) (1 + Г»
"'^ VT„P^ ^(^p^+l) •
W<г> ч- i) (1 + Г»
"'^ VT„P^ ^(^p^+l) •
(13.24)
(13.24)
Ориентировочной оценкой характера гидравлического удара в расчетах может служить рекомендация И. Н. Филатова, позволяющая по имеющемуся значению быстроходности турбины л,, значению х, вычисленному по формуле,
х = О J 4- 4,35- 10“^ (л$ — 50)1-335
и по графику х = /(л() на рис. 13.11 определить характер гидравлического удара в водоводе.
Передаточная функция при жестком гидроударе имеет вид
U’y = — TwP. (13.25)
Подставив Wv в выражение передаточной функции водовода (13.19), получим
Ц7
U7в ”W/" < *, . .(13.26)
— WyKpHw-V 1
Передаточная Функция упругого гидравлического удара U^ для простого водовода имеет вид
1Гу. =-2-^-thO,5rrp.(13.27)
Для сложных водоводов, имеющих ответвления, я также содержащих участки с различными площадями поперечных сечений. упругими свойствами, передаточная функция гндроудара уточняется и изме- НЯС1ся.
Для радиально-осевых гидротурбин можно учесть дополнительное динамическое изменение напора в проточной части турбины и отсасывающей трубе. При этом гидроудар в указанных трактах турбины рассматривается как жесткий.
Передаточная функция упругого гидроудара в этом случае имеет вид
Wvl=-21?-thO.5Trp-T'wp.
где Г^ — постоянная времени подоподл, включающего проточную часть турбины и отсасывающую трубу.
Наличие напорной деривации и уравнительного резервуара изменяет динамическую характеристику гидротурбины в связи с возникновением дополнительного динамического изменения напора перед турбиной из-за колебания уровня воды в уравнительном резервуаре.
Передаточная функция гндроудара с учетом напорной деривации и уравнительного резервуара [14]
U7^ = -2^- th 0,5Ггр 4- WD sch О.б^р,
где WD — передаточная функция системы напорная деривация — уравнительный резервуар, вид которой зависит от конструкции деривации и типа уравнительного резервуара.
Для водовода с одним уравнительным резервуаром цилиндрической формы без диафрагмы [26]
„7 =ГрР + ^dAto
D ^DP + ^dP^ PTr+X ’
где hd — относительная потеря напора в деривации при относительном расходе воды через напорную деривацию <7^=1; ТR — ■” Г$HJQ ^ — постоянная времени уравнительного резервуара, с; Т D =* ^^d^tb/^^d^o " постоят,ая времени напорной деривации, с; F — площадь зеркала
воды в уравнительном резервуаре, м’; L ^ к Fp — длина, м, и плошадь сечения, м1, напорной деривации.
При подстановке выражения UP^ в выражение передаточной функции водовода U7p (13.26) передаточные функции водовода с упругим гилроударим соответственно будут:
для простого водовода
-2-^111 0,5Ггр
1Гва =-^, (13.28)
^ш • 2 th 0,5Ггр + 1
для водовода с напорной деривацией и уравнительным резервуаром
IVDsch 0,5Тгр — 2 -ре- th 0,5Тгр «^ -—у'-
*ш ( 2 th 0.5Тгр - X * г
— WD sch 0,57^) + I
Для большинства радиально-осевых гидротурбин приведенный расход при отклонениях напора и частоты вращения изменяется несущественно, поэтому в выражении (13.21) можно считать к< = 0. Кроме того, при малых отклонениях открытий направляющего аппарата турбины, пренебрегая влиянием изменения КПД на динамику регулирования, т. е. считая, что q2 ^ 1Ь ~ « щ, можно представить kQ = v/On, где гл = П//Лт. Подставив значения kt и кв в уравнение (13.21), можно получить выражение передаточной функции объекта регулирования с радиально-осевой гидротурбиной
(13.29)
Выражение передаточной функции 1Гя2 „для жесткого гидроудара в водоводе после подстановки (13.17), (13.19) в (13.29) можно представить в виде
07filV[(^W-C») ГП,Р + 6ч)
V" Р+ 0 ^wPkw+ I)
(13.30)
Для упругого гидроудара после подстановки (13.17), (13.28) в (13.29) выражение передаточной функции будет иметь вид
ВхЦ^ш-е^Ц^ thO^p+oJ -
U%2=ту
+ 9 х
x(fea,2-^thO,5rrp+ ЛX I г'
(13.30а)
Значения коэффициентов к, и с- в уравнениях (13.30) н (13.30а) можно выразить через относительный расход
q-Qh/Qu™-
Для этого необходимо выполнить операцию дифференцирования выражений дМ^/дН в (13.10) и dQ^ddH n (13.11), в результате чего
еш se 1 «б^О^р к у, b О,5<7,
После подстановки значения е-. и ка в (13.30), (13.30а) передаточная функция объекта регулирования 1Гв2 для случая жесткого гндроудара может быть представлена в виде
(1Р*Г wp^ .
(13.31)(13.31)(I 4- О.5<7Ги.р) *
(13.31)
(13.31)
для упругого гндроудара
(13.31а)(13.31а)
(13.31а)
(13.31а)
Аналогично может быть записана передаточная функция объекта регулирования с радиально-осевой гидротурбиной для водовода, имеющего напорную деривацию и уравнительный резервуар:
1 + qWD sch (0,57rp) - 2p -^ th О.ЬТ ,рI +9ZE-thO,57rp-
— 0,5<?tVosch O,57rp
Следует отметить, что напорная деривация и уравнительный резервуар оказывают существенное влияние па динамику процессов регулирования системы лишь в области низких частот (го <_ 0,05 рад/с), близких к собственной частоте незадемпфи- рованных колебаний шо^ системы деривация — резервуар
LdFs-
Это обстоятельство нужно иметь в виду при анализе устойчивости системы в области низкочастотных колебаний (с периодами 70—300 с).
Проведение такого анализа связано с выполнением большого объема вычислитель- пых^ операций, что требует применения Во многих практических расчетах при анализе устойчивости системы объект регулирования—регулятор в области частот w 2> 0,1 рад/с влияние системы напорная деривация — резервуар нс учитывается.
Передаточная функция объекта регулирования с ковшовой гидротурбиной. Гндроэлектро- станции с ковшовыми гидротурбинами имеют обычно длинные водоводы, поэтому при анализе динамики системы гидроудар в водоводах, как уже отмечалось, рассматривается упругим. В связи с тем, что расход ковшовой турбины не зависит от частоты ее вращения, коэффициент kt в уравнении водовода принимается равным нулю. Кроме того, при записи передаточной функции объекта регулирования необходимо учесть звено, отображающее сервопривод соплового аппарата (сервомоторы игл). Влияние отсекателя на динамические характеристики системы не учитывается. Это связано с тем, что отсекатель в пределах зазора между его отсекающей кромкой if поверхностью струи при малых отклонениях регулируемой величины не изменяет расход в водоводе, а соответственно и движущий момент турбины.
Таким образом, передаточная функция объекта регулирования с ковшовой гидротурбиной может быть представлена в виде
(1 — 2<? -yMh 0,5 Г гр)
X ——-, (13.32)
И +<?-уЛ 1h0,5rrpj
В•
’ У^ ^4’1 4>ст '
У« — относительное изменение положения промежуточного сервомотора регулятора или сервомотора отсекателя; щ— относительное изменение открытия сопла (положения иглы); фс и ф| ■—соответственно открытие сопла и промежуточного сервомотора регулятора (отсекателя); U/C<e** “' 7 р -|- iпередаточная функция сервомоторов сопл; Гс — постоянная времени сервомоторов сопл.
Передаточная функция объекта регулирования с радиально-осевыми гидротурбинами, объединенными одним напорным водоводом. Для некоторых ГЭС встречаются схемы, когда подвод воды к группе гидротурбин или ко всем гидротур- -бинам ГЭС осуществляется от одного об
щего водовода. Такую схему работы гидротурбин необходимо учитывать при анализе динамики системы.
Передаточная функция объекта регулирования для группы одинаковых гидроагрегатов, работающих от одного водовода при различных открытиях направляющих аппаратов, может быть представлена согласно [21] для жесткого гпдроудара п виде
^а2 =^а2 =(Й.^. + Л.^Ч- ... + S„v,)X(Й.^. + Л.^Ч- ... + S„v,)X
^а2 =
^а2 =
(Й.^. + Л.^Ч- ... + S„v,)X
(Й.^. + Л.^Ч- ... + S„v,)X
(13.32а)
где г — число гидроагрегатов:
7*1. с — ^^о/^с. макс
— суммарная постоянная инерции группы гидроагрегатов; Вн, Вп, Вм. ... , Вх< —
коэффициенты передачи; ВнX
Х
ФI Г i /_
; V и Л1С. макс ~ суммарный момент аот
инерции и суммарные максимальные движущие моменты всех работающих в группе гидроагрегатов. Для упругого гндроудара
(5iivi + ■•• +5i/v/)X
th 0,5Trpth 0,5Trp
th 0,5Trp
th 0,5Trp
(13.326)
ПРИМЕР РАСЧЕТА
УСТОЙЧИВОСТИ СИСТЕМЫРЕГУЛИРОВАНИЯ С ПРИМЕНЕНИЕМЧАСТОТНОГО МЕТОДА
Рассмотрим систему, состоящую из элск- трогидрпплнчсского регулятора с электро- панелью типа ЭГР-1Т, передаточная функция которого имеет вид (13.2), и объекта регулирования с поворотно-лопастной гидротурбиной, передаточная функция кото-
Г" еб/ми*——1У .У // А/ У/ - /^-оУУ*//Z* ■ же'у^У///1^/ У*у У 4Уwy W/ 4/Я //И 1^^^з4-ZJ/;/У /лРасчетном точка■ < • 1'1 . /^wit 1 Ж•У Уj/iiX'а,=29,4 i i i ililtfit!ft!'tttiГ" еб/ми*——1У .У // А/ У/ - /^-оУУ*//Z* ■ же'у^У///1^/ У*у У 4Уwy W/ 4/Я //И 1^^^з4-ZJ/;/У /лРасчетном точка■ < • 1'1 . /^wit 1 Ж•У Уj/iiX'а,=29,4 i i i ililtfit!ft!'ttti170170160160150150140140130130120120110110пнпн11001200Рис. 13.12. Пропеллерная11001200Рис. 13.12. Пропеллерная18001300 QXl л/сгидротурбины для18001300 QXl л/сгидротурбины для13001400150016001700характеристика поворотно лопастной Чо- +ЮЭ13001400150016001700характеристика поворотно лопастной Чо- +ЮЭ
Г"
еб/ми*
—
—
1
У .У /
/ А/ У/ - /^-
оУ
У*
//Z
* ■ же
'у^У
//
/1^/ У*
у У 4У
wy W/ 4/Я /
/И 1^
^^з4-
ZJ/;/
У /
л
Расчетном точка
■ < • 1'
1 . /^
wit 1 Ж
•У У
j/iiX
'а,=29,4 i i i i
lilt
fit!
ft!'
ttti
Г"
еб/ми*
—
—
1
У .У /
/ А/ У/ - /^-
оУ
У*
//Z
* ■ же
'у^У
//
/1^/ У*
у У 4У
wy W/ 4/Я /
/И 1^
^^з4-
ZJ/;/
У /
л
Расчетном точка
■ < • 1'
1 . /^
wit 1 Ж
•У У
j/iiX
'а,=29,4 i i i i
lilt
fit!
ft!'
ttti
170
170
160
160
150
150
140
140
130
130
120
120
110
110
пн
пн
11001200
Рис. 13.12. Пропеллерная
11001200
Рис. 13.12. Пропеллерная
18001300 QXl л/с
гидротурбины для
18001300 QXl л/с
гидротурбины для
13001400150016001700
характеристика поворотно лопастной Чо- +ЮЭ
13001400150016001700
характеристика поворотно лопастной Чо- +ЮЭ
рого представлена выражением (13.24).
Основные данные гидроагрегата: Номинальная мощность гидротурбины Wo, МВт178
Расчетный напор Но, м . . . . 27,16 Диаметр рабочего колеса Db м . 9,5 Номинальная частота вращения
турбины Ло, об/мин75
Момент инерции ротора гидроагрегата J, кг-м225*10’
Значение 5LLu водовода, м2/с 514,2 Угол открытия лопастей в соот
ветствии с комбинаторной зависимостью фо» град4-10
Коэффнцент саморегулирования нагрузки eg (задается)0
Для принятого режима по формулам подобия определяем приведенные значения расхода Qj и частоты вращения л/0 и по ним находим расчетную точку на универсальной пропеллерной характеристике для заданного угла положения лопастей рабочего колеса (рис. 13.12).
Задаваясь на универсальной характеристике некоторыми приращениями от расчетной точки а0 и л,, (рис. 13.12, точки /, 2), определяем соответствующие им значения Qjt и т]р затем строим вспомогатель
ные графики Q/П f (а0); Qi "1^4^ и Q/T] = / (<Р) (рис. 13.13).
При определении зависимости Q^ = = / (ф) необходимо дополнительно использовать универсальные пропеллерные характеристики для углов ф *= 4-5°; ф = 4-15°.
Па вспомогательном графике Qfv\ = = / (ф) определяем значения Q/V| в точках
Рис. 13.13. Зависимость Qj Л “ f (ф)'
11омср точки (рис. 13.12. 13.13)"о- ммQ'. л/сИ. %ф. градП*, об/МШ|Определяемые коэффициенты передачи0 (расчетная)29,4151289,75+ 10136,7128.9149688,9+ 10136,7v, ка229,9152588.8+ 10136,7329,4149089,55+ 10132,7429.4153089,58 •+10140.7529.4146590,1+9136,71 - Ъ629,4154589.57+ Н136,711омср точки (рис. 13.12. 13.13)"о- ммQ'. л/сИ. %ф. градП*, об/МШ|Определяемые коэффициенты передачи0 (расчетная)29,4151289,75+ 10136,7128.9149688,9+ 10136,7v, ка229,9152588.8+ 10136,7329,4149089,55+ 10132,7429.4153089,58 •+10140.7529.4146590,1+9136,71 - Ъ629,4154589.57+ Н136,7Таблица 13.3. Данные к вычислению коэффициентов передачи, определяемых по формулам (13.6)—(13.13)Таблица 13.3. Данные к вычислению коэффициентов передачи, определяемых по формулам (13.6)—(13.13)Vet*rе«kwефГа-сГ». Св.Г»,=еп0,5630,563-0,540,451,260,270,530,478,661,931.12,282,20,54Vet*rе«kwефГа-сГ». Св.Г»,=еп0,5630,563-0,540,451,260,270,530,478,661,931.12,282,20,54Таблица 13.4. Значения коэффициентов передачи и постоянных времениТаблица 13.4. Значения коэффициентов передачи и постоянных времениПолученные из графиков значения указаны в табл. 13.3. значения коэффициентов, вычисленных по формулам (13.6) — (13.13), приведены в табл. 13.4.Коэффициент Вф на основании комбинаторной зависимости ф = /(оо) для напора Н = 27,16 м равенПолученные из графиков значения указаны в табл. 13.3. значения коэффициентов, вычисленных по формулам (13.6) — (13.13), приведены в табл. 13.4.Коэффициент Вф на основании комбинаторной зависимости ф = /(оо) для напора Н = 27,16 м равенрону открытия, с,рону открытия, с,Tw= —Tw= —^Фат^ФатgS8mgS8mВф =Вф =дфдфда0да0аттФтаттФт1,5 60720 201,5 60720 20= 2,28,= 2,28,2.23,4-9,81 1032.23,4-9,81 1030,63 - о,0,63 - о,900900• 0,075• 0,0752.2,2.2,где атт = 607 мм — открытие лопаток направляющего аппарата турбины для соответствующего Фо ■* + Ю®; Фт = Фо — Финн” = 20е — угол разворота лопастей, соответствующий полному ходу сервомотора рабочего колеса; финн — минимальный угол разворота лопастей.
11омср точки (рис. 13.12. 13.13)
"о- мм
Q'. л/с
И. %
ф. град
П*, об/МШ|
Определяемые коэффициенты передачи
0 (расчетная)
29,4
1512
89,75
+ 10
136,7
1
28.9
1496
88,9
+ 10
136,7
v, ка
2
29,9
1525
88.8
+ 10
136,7
3
29,4
1490
89,55
+ 10
132,7
4
29.4
1530
89,58 •
+10
140.7
5
29.4
1465
90,1
+9
136,7
1 - Ъ
6
29,4
1545
89.57
+ Н
136,7
11омср точки (рис. 13.12. 13.13)
"о- мм
Q'. л/с
И. %
ф. град
П*, об/МШ|
Определяемые коэффициенты передачи
0 (расчетная)
29,4
1512
89,75
+ 10
136,7
1
28.9
1496
88,9
+ 10
136,7
v, ка
2
29,9
1525
88.8
+ 10
136,7
3
29,4
1490
89,55
+ 10
132,7
4
29.4
1530
89,58 •
+10
140.7
5
29.4
1465
90,1
+9
136,7
1 - Ъ
6
29,4
1545
89.57
+ Н
136,7
Таблица 13.3. Данные к вычислению коэффициентов передачи, определяемых по формулам (13.6)—(13.13)
Таблица 13.3. Данные к вычислению коэффициентов передачи, определяемых по формулам (13.6)—(13.13)
V
et
*r
е«
kw
еф
Га-с
Г». С
в.
Г»,=
еп
0,563
0,563
-0,54
0,45
1,26
0,27
0,53
0,47
8,66
1,93
1.1
2,28
2,2
0,54
V
et
*r
е«
kw
еф
Га-с
Г». С
в.
Г»,=
еп
0,563
0,563
-0,54
0,45
1,26
0,27
0,53
0,47
8,66
1,93
1.1
2,28
2,2
0,54
Таблица 13.4. Значения коэффициентов передачи и постоянных времени
Таблица 13.4. Значения коэффициентов передачи и постоянных времени
Полученные из графиков значения указаны в табл. 13.3. значения коэффициентов, вычисленных по формулам (13.6) — (13.13), приведены в табл. 13.4.
Коэффициент Вф на основании комбинаторной зависимости ф = /(оо) для напора Н = 27,16 м равен
Полученные из графиков значения указаны в табл. 13.3. значения коэффициентов, вычисленных по формулам (13.6) — (13.13), приведены в табл. 13.4.
Коэффициент Вф на основании комбинаторной зависимости ф = /(оо) для напора Н = 27,16 м равен
рону открытия, с,
рону открытия, с,
Tw= —
Tw= —
^Фат
^Фат
gS8m
gS8m
Вф =
Вф =
дф
дф
да0
да0
атт
Фт
атт
Фт
1,5 607
20 20
1,5 607
20 20
= 2,28,
= 2,28,
2.2
3,4-9,81 103
2.2
3,4-9,81 103
0,63 - о,
0,63 - о,
900
900
• 0,075
• 0,075
2.2,
2.2,
Коэффициент В| вычисляется в соответствии с графиком зависимости оо = f (ф|) чертежа построения направляющего аппарата по формуле
р дао Фт 33 1010
В' " дф, атт " 50 607 = ' *
где фт — 1010 мм — ход сервомотора направляющего аппарата, соответствующий ОТт = 607 ММ.
Для принятого коэффициента саморегулирования нагрузки ег = 0 и коэффициента саморегулирования системы et = —0,54:
е —■ е — е. —* 0,54.п й I
Постоянная времени сервомотора рабочего
■колеса при движении сервомотора в сто
где f ?ф?т = 2,2 м3— объем сервомотора рабочего колеса (полости открытия); 62 = = 0,345 м — суммарная ширина окон буксы главного золотинка сервомотора рабочего колеса для колонки ЭГРК-200-G; 52« — = 75,2 мм — базовый ход золотника, соответствующий полному ходу сервомотора рабочего колеса (для ЭГРК-200-6); перепад давления Др = ро — рпотр = 4 — 0,6 = = 3,4 МПа, ро — 4 МПа — номинальное давление масла в системе регулирования; рпотр — потребное давление масла в сервомоторе рабочего колеса в сторону открытия.
Объем полости закрытия сервомотора рабочего колеса и действующий перепад давления при закрытии отличаются от объема полости открытия и перепада давления при движении сервомотора в сторону открытия. Постоянная времени сервомотора рабочего колеса Гу: при закрытии, вычисленная аналогично, составляет Гу1**1,88с.
Принимаем Гу1 = 2.2 с, как условие более тяжелое для обеспечения устойчивости внешнего контура системы регулирования.
Постоянная времени гидроагрегата, с,
и0Мто
"о
No- 10э ’
Представляя это выражение в виде корректирующей и неизменяемой частей, получаем передаточную функцию корректи
— окружная скорость, рад/с:
рующих звеньев
IV 2V+L2V+1
--»г„р+1 ь,т.
(13.35)
too »
лл0 3,14-75
30
30
7,854;
25 - 10е - 7,854»„ ,.
178 000-103 = ’ '
и передаточную функцию неизменяемой части системы для режима номинальной нагрузки
Постоянная времени водовода, с.т - J^L 51<2- 1 oq
w gH0 = 9,8-27,16’
Значения вычисленных постоянных параметров, а также коэффициентов передачи из табл. 13.5 подставим в выражение (13.22)
wol =
1,1 (0,515 -4-0,47-2,28) Xf (0.515 - 0,27—0,56 • 1,26) 1,93 - 2,2 ,
(0,515-4-0,47-2,28) Р
г(0,515-0,27-0,56- 1,26)1,93 4—।4-(0,47 - 0,27 — 0,53 • 1,26) X
Х2.28-1,93 4-0,515-2,2
(0,515 4-0,47-2,28)
Г 1,93 • 8,66 • 0,27
'>[6^4 Г
1,93- 1,26-0,45 8,66
0,54+0,54
1,1 • 1,59 (—1,51р» — 1,47р 4- 1)
0,54 (2,2р 4-1) (8,35р» 4* 18,58р 4- 1) '
После разложения многочленов числителя и знаменателя на сомножители получаем
3,23(1 — 2,17р) (0,7р 4- 1) (18,1р 4- 1) (2,2р 4- 1) (0,46р 4- 1) '
(13.33)
За постоянную времени сервомотора возьмем наибольшее ее значение Tv = •— 0,55 с. При этом выражение (13.2) принимает вид
TdP*X 1
bj ,0,55л + I
id• t .
(13.34)
Согласно схеме, показанной на рис. 13.3, передаточная функция разомкнутой системы с использованием (13.33) и (13.34):
1 тпр-у\ Tdp-v\ 1
р кТпр 4- 1 btTd ^Ьр 4- I А
3,23(1 -2,17р) (0,7р 4- 1)(18,1р4- 1)(2,2р4- 1) (0,46р 4- 1) '
uz _ 13,23(1 -2,17р) (0,7/; + 1)
" ~ Р (18,1р 4- 1) (2.2р4- 1) (0.55р4- I) X' X (0,46р 4- I)
(13.36)
По передаточной функции (13.36) в соответствии с рекомендациями, изложенными в § 13,1, строим амплитудную L* характеристику неизменяемой части системы (рис. 13.14). Для этого проводим сначала прямую с наклоном — 20 дБ/дек, проходящую на частоте о, = I рад/с через координату L = 201g 3,23 = 10,18 дБ, а затем последовательно по убывающему значению постоянных времени типовых звеньев, входящих в систему, и в соответствии с их характеристиками изменяем наклон этой прямой соответственно на частотах W| = = 1/18,1 = 0,055 рад/с; wj = 1/2,2 = = 0,45 рад/с; <оз = 1/2,17 = 0,46 рад/с; ф< = j/0,7 = 1,43 рад/с; <d5 = 1/0,55 = = 1,82 рад/с и toe = 1/0,46 = 2,17 рад/с.
Фазовую характеристику 0я строим как сумму фазовых характеристик типовых звеньев неизменяемой части системы на частотах ... (Ов.
Согласно (13.35) получить желаем ые характеристики и 0ж из LM и 0м можно за счет параметров Тл, Td и Ь(. Коэффициент к для панели электрооборудования имеет постоянное значение и равен 0,1.
Рекомендации по выбору желаемых характеристик применительно к регулятору с изодромной обратной связью содержатся в книге В. А. Пивоварова. Так как основным корректирующим (стабилизирующим) звеном э.тектрогидравлнческого регулятора является изодром, построение желаемых характеристик можно вести так же, как и для систем с изодромпыми регуляторами, с помощью параметров Тн и Ь( с последующей коррекцией по параметру Тп. Однако это требует необходимости проведения нескольких приближений. Для упрощения построение желаемых характеристик можно начать с выбора Тп. В этом случае (рис. 13.14) Тп следует выбирать таким образом, чтобы частота о)г = 1/Ги была близка к частоте 1 л п
toQi на которой определяется запас устойчивости AL, по амплитуде, но не меньше этой частоты. Если сог < со , то ам- плитудная характеристика начинает менять наклон от корректирующего звена Тпр + I левее частоты (оа и требуется большее зна-
Рис. 13.14. Логарифмические частотные характеристики системы регулирования для режима номинальной нагрузки (амплитудные .характеристики:фазо
вые характеристики)
чение &Lx для обеспечения необходимого запаса AL3, а в случае (ог^ > <dfl не полно используется прирост фазовой характеристики, получаемой от коррекции.
Для определения оа строим фазовые характеристики 9Г и 9кГ звеньев ТпрЦ- 1
1
и —;—т» принимая максимальное зна-
ЫпР + I
чение Тп = 1 с. Сложив эти характеристики с 0н, получим промежуточную характеристику 0пр- Имея в виду, что фазовая характеристика звена ТdP А- X ня частоте, удаленной от ^=XITd на декаду, может поднять характеристику 0пр на 86°, проводим линию 6 = —264° до пересечения с характеристикой 0Пр. Если частота <оп, на которой характеристика 6пр пересекает линию О = —264°, меньше <ог , то можно вести л
построение дальше, если же она больше G)r , то следует уменьшить значение Т
пп
до значения, при котором G)r будет не- сколько больше со,ь и провести коррекцию 0пр в соответствии с новым принятым значением Т п. Определив значение частоты со / , как частоты, на одну декаду меньшей т d
ton, находим приближенное значение постоянной времени Td=\/w /» 1/0,07 =
Td
= 14,3с. Из табл. 9.6 берем ближайшее к полученному значение /^= 13,5 с и на новой частоте <от = 1/13,5 = 0,074 рад/с
строим фазовую характеристику звена TdPA- L Сложив эту характеристику с 0пр, получим желаемую фазовую характеристику 0Ж. Эта характеристика при пересечении с линией 0 = —180° дает значение (0а = 0,78 рад/с, близкое к максимально возможному при минимально необходимом значении т^. При увеличении Тд частота (оа практически не возрастает, а при уменьшении этого параметра будет уменьшаться, вследствие чего быстродействие системы будет меньше.
Получив значения постоянных времени Та и Тл, корректируем амплитудную Ln характеристику, суммируя ее с характеристиками звеньев Tdp-V\, Тпр Ч- 1 и кТпрА-\« Для этого, начиная с частоты (ог , наклон каждого прямого участка ха- рактеристики LH последовательно уменьшаем на +20 дБ/дек до частоты <ог , после п которой до частоты ^>ьт ” IOg)^ наклон характеристики уменьшаем на +40 дБ/дек, а от частоты (06г увеличиваем ее наклон на —20 дБ/дек. В результате получаем промежуточную характеристику Lnp.
Опуская характеристику LnP так, чтобы самая высокая точка ее правее частоты (od находилась па уровне 7 дБ ниже оси абсцисс, получаем желаемую амплитудную характеристику Lx.
Проведя вертикальную линию вниз из точки пересечения L* с осью абсцисс, убеждаемся, что А03 = 38° находится в диа-
•лазоие значений Л01е рекомендованных в § 13.1. Если бы этот запас оказался недостаточным, то его можно было бы увеличить за счет понижения характеристики Еж и соответственно принятия большего запаса ДЕ,. Значение ДЕ* = —18 дБ, равное разности характеристик Еж и ЕпГ, представляет собой коэффициент передачи звена MbJd, выраженный в децибелах. Из равен
ства 20 1g = —18 дБ получаем bt — bt1 d
<= 0,59. Из табл. 9.6 выбираем ближайшее к полученному bt = 0,6 и окончательно для режима нагрузки принимаем следующие
уставки корректирующих звеньев: Тп = 1 с; Id = 13,5 с; Ь. = 0.6.
В рассмотренном примере амплитудная характеристика неизменяемой части Ем весьма монотонна и пересекает ось абсцисс под наклоном — 40 дБ/дек. В практике Ен может иметь иной характер и предложенная выше методика может не обеспечить построения желаемых характеристик с показателями, рекомепдовапиымц в § 13.1. В таком случае эту задачу нужно решать с дополнительным подбором параметров корректирующих звеньев, последовательно приближаясь к удовлетворительным результатам.
Раздел 3
ГИДРОГЕНЕРАТОРЫ
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ПО ГИДРОГЕНЕРАТОРАМ
HJ. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕПАРАМЕТРЫ
К основным техническим параметрам гидрогенераторов относятся мощность, напряжение, коэффициент мощности и частота вращения.
Мощность. Номинальная мощность гидрогенератора, кВт, равна:
Рн-Пген^ (НЛ) где ^ — номинальная мощность на валу турбины; т)г«*— КПД гидрогенератора.
Р* является активной (действительной) мощностью, однако размеры гидрогенератора определяются по полной (кажущейся) мощности Р,. выражаемой в кВ-А и связанной с Р* соотношением
рн =» р, cos ф =V3 1/н/исо$ф, (14.2) где cos ф — коэффициент мощности; U*. I* — номинальное напряжение н ток обмотки статора. При ф «= 0 генератор вырабатывает только активную мощность Р*, при <р = 90е полная мощность гидрогенератора Р, равна его реактивной мощности PQ. Обычно гидрогенераторы работают на смешанную нагрузку (0 < Ф < 90°), тогда
Ps=V^r+^. o^)
где реактивная мощность
PQ = V^ UH/Hsin(p. (14.4)
Современные гидрогенераторы имеют большую единичную мощность. Так, мощность крупнейшего в СССР гидрогенератора Саяно-Шушенской ГЭС составляет 640 МВт при частоте вращения 142,8 об/мин. Круп- шейшне в мире гидрогенераторы установ
лены на ГЭС Итайпу (Бразилия — Парагвай) — 700 МВт при п = 92.3 об/мин, Грэпд Кули IV (США)—700 МВт прп п = = 85,7 об/мин, Гури II — 730 МВт при п — = 112,5 об/мин.
Напряжение. Для гидрогенераторов применяются следующие стандартные линейные напряжения обмотки статора: 0,4; 6,3; 10,5; 13,8; 15,75; 18 кВ и выше. В зависимости от мощности выбираются напряжения:
Мощность. МВ-ЛНапряжение. кВ
ДО 206,3
20—5010,5
60—15013,8
150—50015,75
Свыше 50018,0
В зарубежной практике используется и более высокое номинальное напряжение (до 27 кВ).
В ряде случаев оказывается необходимым отходить от указанной шкалы напряжений и принимать большее или меньшее номинальное напряжение генератора по сравнению с рекомендуемым выше. Это имеет место, когда оказывается невозможным по условию симметрии обмотки статора выбрать при заданном числе полюсов ротора удовлетворительное число параллельных ветвей в обмотке. Поскольку последнее определяет значение тока в пазу и в конечном итоге оказывает- существенное влияние на уровень использования активного объема и, следовательно, массу, стоимость и КПД машины, при окончательном выборе номинального напряжения генератора должны быть приняты во внимание как его мощность, так и число полюсов.
Для генераторов, предиазиачеппых к установке на подземных ГЭС с вынесенными на поверхность повышающими силовыми
трансформаторами, может оказаться цело- сообразным припип, более высокое напряжение.
Коэффициент мощности cos q зависит or потребителя электрическом энергии и устанавливается по условиям работы генераторов и энергосистеме на основании технико-экономических расчетов. Обычно номинальным коэффициент мощности связан с мощностью генератора следующим образом:
Мощность, МВ-АКоэффициент
мощности
До 1250,8
125—3600,85
Свыше 3600.9
Частота вращения. В СССР применяется стандартная частота переменного тока / = 50 Гц.
Частота [ связана с числом пар полюсов синхронного генератора рис частотой вращения п в оборотах в минуте формулой
f = p/i/60.(Н.5)
При [ = 50 Гц число пар полюсов генератора и п связаны зависимостью
п = 3000/р.
Рекомендуемыми значениями синхронной частоты вращения. об/мии, являются 750; 600; 500: 4 28,6; 375; 333,3; 300; 250; 230,8; 214.3; 200; 187,5; 166.7; 150; 142,8; 136.4; 125; 115,4; 107.1; 100; 93.7; 88.2:85,7- 83,3; 75; 71.4; 68,2; 62,5; 60; 57,7; 55,6; 53,5; 51,7; 50; 46,9.
При выборе частоты вращения учитывается, что число полюсов 2р должно быть кратным числу параллельных ветвей а в фазе обмотки статора, отношение 2р/а является целым числом.
В мощных генераторах, номинальный ток статора которых превышает 5 кА, необходимо выполнять обмотку статора с несколькими параллельными ветвями (а *= 2, 3, 4, 5 и более). Кроме того, при некоторых числах р возникают трудности выбора удовлетворительного числа пазов статора по условию сохранения вибраций сердечника статора на приемлемом уровне, а также выполнения остова ротора и верхней крестовины. Поэтому окончательное определение поминальной частоты вращения гидроагрегата производится по согласованию между заводами-изготовителями турбины и генератора.
ЭЛЕКТРОМАГНИТНЫЕ
И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ
ХАРАКТЕРИСТИКИ
Коэффициент использования С характеризует использование активного объема генератора, кВ • А/(м3 • об/мин-1).
Р,Р,(Кб)
Р,
Р,
Рис. 14.1. Определение размеров сердечника статора т, It и коэффициента использования С в зависимости от мощности на один полюс гидрогенератораРис. 14.1. Определение размеров сердечника статора т, It и коэффициента использования С в зависимости от мощности на один полюс гидрогенераторагде Di — диаметр расточки статора; It — длина активной стали статора.
Рис. 14.1. Определение размеров сердечника статора т, It и коэффициента использования С в зависимости от мощности на один полюс гидрогенератора
Рис. 14.1. Определение размеров сердечника статора т, It и коэффициента использования С в зависимости от мощности на один полюс гидрогенератора
При проектировании гидрогенераторов определяющим показателем является полюсное деление, м (см),
лО.
(Н7)
На рис. 14.1 приведены зависимости т, // н С от мощности на один полюс гидрогенератора с косвенным воздушным охлаждением.
При использовании непосредственного водяного охлаждения обмотки статора предельное значение коэффициента С увеличивается.
Основные электромагнитные нагрузки. Коэффициент использования С связан с ос- попными электромагнитными характеристиками — линейной нагрузкой статора As, А/см, и средней индукцией в зазоре машины Вб, Тл, зависимостью
С = 1,35. 1(Г2Л586. (U.8)
Индукция Вб с изменением Р$12р меняется в узких пределах. Линейная нагрузка А$ зависит от мощности гидрогенератора, частоты вращения (рис. 14.2) и влияет на параметры машины, в первую очередь на переходное индуктивное сопротивление xd, распределение потерь и КПД. Более высокие значения А$ позволяют снизить размеры и массу машины, повысить КПД при частичных нагрузках. Однако с повышением А$ увеличиваются значения реактивных сопротивлений, требуется применение специальных мер по совершенствованию системы охлаждения.
Индуктивные, активные сопротивления и постоянные времени. Работа гидрогенера-
Рис. 1-1.2. Определение .пшейнои нагрузки статора «Ь в зависимости от мощности на один полюсРис. 1-1.2. Определение .пшейнои нагрузки статора «Ь в зависимости от мощности на один полюсРис. 14.3. Эквивалентные схемы замещения гидрогенератора по продольной (о) и поперечной (б) осям:/х^—индуктивное сопротивление рассеяния обмотки статора; lxad* /xa^ —индуктивные сопротивления взаимоиндукции обмотки статора и цепей ротора по продольной и поперечной осям; /х^—-ин* активное сопротивление рассеяния обмотки возбуждения; Ix^, Ix^g— индуктивные сопротивления рассеяния демпферной обмотки по продольной и поперечной осям; rQ — активное сопротивление обмотки статора; г^ —активное сопротивление обмотки возбуждения; г^. г^ — активные сопротивления демпферной обмотки по продольной и поперечной осямРис. 14.3. Эквивалентные схемы замещения гидрогенератора по продольной (о) и поперечной (б) осям:/х^—индуктивное сопротивление рассеяния обмотки статора; lxad* /xa^ —индуктивные сопротивления взаимоиндукции обмотки статора и цепей ротора по продольной и поперечной осям; /х^—-ин* активное сопротивление рассеяния обмотки возбуждения; Ix^, Ix^g— индуктивные сопротивления рассеяния демпферной обмотки по продольной и поперечной осям; rQ — активное сопротивление обмотки статора; г^ —активное сопротивление обмотки возбуждения; г^. г^ — активные сопротивления демпферной обмотки по продольной и поперечной осямX — -•-6 V3/H'X — -•-6 V3/H'(14.9)(14.9)OS MOS M(14.14)(14.14)
Рис. 1-1.2. Определение .пшейнои нагрузки статора «Ь в зависимости от мощности на один полюс
Рис. 1-1.2. Определение .пшейнои нагрузки статора «Ь в зависимости от мощности на один полюс
Рис. 14.3. Эквивалентные схемы замещения гидрогенератора по продольной (о) и поперечной (б) осям:
/х^—индуктивное сопротивление рассеяния обмотки статора; lxad* /xa^ —индуктивные сопротивления взаимоиндукции обмотки статора и цепей ротора по продольной и поперечной осям; /х^—-ин* активное сопротивление рассеяния обмотки возбуждения; Ix^, Ix^g— индуктивные сопротивления рассеяния демпферной обмотки по продольной и поперечной осям; rQ — активное сопротивление обмотки статора; г^ —активное сопротивление обмотки возбуждения; г^. г^ — активные сопротивления демпферной обмотки по продольной и поперечной осям
Рис. 14.3. Эквивалентные схемы замещения гидрогенератора по продольной (о) и поперечной (б) осям:
/х^—индуктивное сопротивление рассеяния обмотки статора; lxad* /xa^ —индуктивные сопротивления взаимоиндукции обмотки статора и цепей ротора по продольной и поперечной осям; /х^—-ин* активное сопротивление рассеяния обмотки возбуждения; Ix^, Ix^g— индуктивные сопротивления рассеяния демпферной обмотки по продольной и поперечной осям; rQ — активное сопротивление обмотки статора; г^ —активное сопротивление обмотки возбуждения; г^. г^ — активные сопротивления демпферной обмотки по продольной и поперечной осям
X — -•-
6 V3/H'
X — -•-
6 V3/H'
(14.9)
(14.9)
OS M
OS M
(14.14)
(14.14)
торов в разных режимах работы характеризуется значением параметров генераторов, определяемым по продольной к поперечной осям машины (рис. 14.3). Параметры цепей ротора приводятся к обмотке статора и выражаются в относительных единицах. За базисное принимается значение индуктивного с опрот и вле • и н я. Ом,
При внезапном коротком замыкании ток в обмотке статора определяется эквивалентным индуктивным сопротивлением машины. Различают в зависимости от момента времени три основных сопротивления генератора:
синхронные индуктивные сопротивления по продольной и поперечной осям xd и х„ — после затухания переменных токах в обеих роторных цепях;
переходное индуктивное сопротивление по продольной осн xd — после затухания переменных токов в демпферной обмотке:
с в с р х и с р е х о д н ы с индуктивные с опроти пл сни я по продольной н поперечной осям xd и xq — в начальный момент короткого за-
мыкаиня.
В соответствии с схемами замещения (рис. 14.31
ха = X, + xod;(1110)
Xq = Xl + Xaq-<I4I‘)
x'd=xi + lT4^—-(I4I2>
xf xad
xd " xt +. / /r; (Kia)
Vd-x0
Полное индуктивное сопротивление обмотки позб у жде- ння
ХП”Х$ ^ Xad- П<15)
Зоны обычных значений некоторых основных индуктивных сопротивлений приведены в табл. И.1.
Для связи между отдельными параметрами могут быть использованы следующие эмпирические соотношения:
х, « 0,45xd; х^ ^ 0,69xd;
xz аг 0,65xd; Хц « l,07xd;
,„ (’4.16}
xq 0,65xd: xd l,45xd;
< « 1,05х"
На устойчивость работы генератора в энергосистеме наибольшее влияние оказывают синхронное и переходное индуктивные сопротивления xd и xd. Первое из них характеризует статическую устойчивость генератора при установившемся режиме и медленных изменениях нагрузки — перегрузочную способность генератора. Чем ниже xd, тем меньше изменяется напряжение при изменениях нагрузки и тем выше перегрузочная способность генератора, устойчивее его работа. Однако уменьшение xd сопряжено с увеличением габаритных размеров генератора и снижением его КПД.
Переходное индуктивное сопротивление xd характеризует динамическую устойчивость генератора при резких изменениях режима. Для уменьшения xd требуется увеличение габаритных размеров генератора
Индуктипнос сопротнплсинес коснейшем воздушным охлаждениемС <|>ОрС1|роПЛШЫМ охлаждениемРассеяния статора xt0,09-0,170.18-0,27Синхронное по продольной оси ха0.5-1,31.4-1,8Переходное по продольной осн xd0,2—0,380,4—0,55Сверхпереходное по продольной оси xd0,14-0,280,28-0,4Индуктипнос сопротнплсинес коснейшем воздушным охлаждениемС <|>ОрС1|роПЛШЫМ охлаждениемРассеяния статора xt0,09-0,170.18-0,27Синхронное по продольной оси ха0.5-1,31.4-1,8Переходное по продольной осн xd0,2—0,380,4—0,55Сверхпереходное по продольной оси xd0,14-0,280,28-0,4Таблица 14.1. Значения основных индуктивных сопротивлений гидрогенераторов различного исполненияТаблица 14.1. Значения основных индуктивных сопротивлений гидрогенераторов различного исполненияГн дроге иг рлторнГн дроге иг рлторнпримерно пропорционально l/^/^, при этом одновременно снижается КПД машины.
Индуктипнос сопротнплсине
с коснейшем воздушным охлаждением
С <|>ОрС1|роПЛШЫМ охлаждением
Рассеяния статора xt
0,09-0,17
0.18-0,27
Синхронное по продольной оси ха
0.5-1,3
1.4-1,8
Переходное по продольной осн xd
0,2—0,38
0,4—0,55
Сверхпереходное по продольной оси xd
0,14-0,28
0,28-0,4
Индуктипнос сопротнплсине
с коснейшем воздушным охлаждением
С <|>ОрС1|роПЛШЫМ охлаждением
Рассеяния статора xt
0,09-0,17
0.18-0,27
Синхронное по продольной оси ха
0.5-1,3
1.4-1,8
Переходное по продольной осн xd
0,2—0,38
0,4—0,55
Сверхпереходное по продольной оси xd
0,14-0,28
0,28-0,4
Таблица 14.1. Значения основных индуктивных сопротивлений гидрогенераторов различного исполнения
Таблица 14.1. Значения основных индуктивных сопротивлений гидрогенераторов различного исполнения
Гн дроге иг рлторн
Гн дроге иг рлторн
Для исследования несимметричных режимов работы синхронных генераторов, в частности нсполнофазных коротких замыкании, трехфазную систему тока статора представляют как сумму трех систем:
симметричной трехфазной системы токов прямой последовательности, создающих поле, вращающееся синхронно с ротором;
симметричной трехфазной системы токов обратной последовательности, создающих магнитное поле, вращающееся с синхронной скоростью в сторону, противоположную ротору;
системы токов нулевой последовательности, равных по величине и совпадающих по фазе во всех трех фазах статора.
Эквивалентные индуктивные сопротивления, соответствующие этим составляющим реальной системы токов статора, следующие:
для прямой последовательности х<$ их,; для обратной последовательности
/7 ,7/
2 ’ ;(14-17)
« для нулевой последовательности при наличии демпферной обмотки
х0 х2;(14.18)
при отсутствии демпферной обмотки
х0 to 1,5гг(14.19)
Скорость протекания переходных процессов в обмотках определяется постоянными времени, представляющими отношение эквивалентных индуктивных сопротивлений контуров к соответствующим активным сопротивлениям.
Для расчетов токов короткого замыкания необходимы в первую очередь следующие постоянные времени:
постоянная времени обмотки возбуждения при разомкнутой обмотке статора и отсутствии демпферной об
мотки, с,
<|4-20>
постоянная времени демпферной обмотки по продольной осн при разомкнутых обмотках статора и возбуждения, с.
ка 1 adка 1 ad(14.21)(14.21)постоянная времени обмотки статора при разомкнутой обмотке возбуждения и замкнутой демпферной обмотке, с, \
ка 1 ad
ка 1 ad
(14.21)
(14.21)
Т =**°2я/г„ •Т =**°2я/г„ •(14.22)(14.22)Токи короткого замыкания. Наиболее распространенной аварией в энергосистемах является внезапное короткое замыкание на линиях электропередачи или даже на шинах электростанций, сопровождающееся токами короткого замыкания. Ток в цепях статора генератора определяют электродинамические силы, действующие на обмотку статора и шинопроводы.
Т =**
°2я/г„ •
Т =**
°2я/г„ •
(14.22)
(14.22)
Анализ токов внезапного короткого замыкания позволят выделить следующие периодические токи короткого замыкания: составляющую тока короткого замыкания i*, соответствующую значению тока возбуждения до короткого замыкания; переходную составляющую тока короткого замыкания (/' — /*), соответствующую всплеску тока в обмотке возбуждения и затухающую во времени по экспоненциальному закону; сверхпереходную составляющую тока короткого замыкания (i"— i'^, соответствующую всплеску тока в демпферной обмотке и затухающую по экспоненциальному закону. При отсутствии демпферной обмотки сверхпереходная составляющая тока обусловлена наличием стягивающих болтов в полюсах и других замкнутых контуров на роторе, ее значение составляет 0,15—0,2 переходной составляющей, н затухание характеризуется малой постоянной времени.
ВеличинаВид короткого замыканииТрехфаэноеДвухфазноеОднофазноеВеличинаВид короткого замыканииТрехфаэноеДвухфазноеОднофазноеТаблица 14.2. Формулы для определения 1 и 7-Таблица 14.2. Формулы для определения 1 и 7-ТаТ'аТаТ'аРис. 14.4. Зависимость вентиляционных по- терь от Р,/2р:1 — 1р>«; 3—2рЧХРис. 14.4. Зависимость вентиляционных по- терь от Р,/2р:1 — 1р>«; 3—2рЧХ
Величина
Вид короткого замыкании
Трехфаэное
Двухфазное
Однофазное
Величина
Вид короткого замыкании
Трехфаэное
Двухфазное
Однофазное
Таблица 14.2. Формулы для определения 1 и 7-
Таблица 14.2. Формулы для определения 1 и 7-
Та
Т'а
Та
Т'а
Рис. 14.4. Зависимость вентиляционных по- терь от Р,/2р:
1 — 1р>«; 3—2рЧХ
Рис. 14.4. Зависимость вентиляционных по- терь от Р,/2р:
1 — 1р>«; 3—2рЧХ
и
ха
и
х'а
и
ха
х'а Dd0
^ Т
xd Jd0
Периодический ток короткого замыкания является суммой этих составляющих:
-</т'-<!т'
lx — U"—i')e d + у' — i^ e d-Vi«,.
(14.23)
где 14 w Td— постоянные времени затухания сверхйереходной и переходной составляющих тока короткого замыкания.
Для различных видов короткого замыкания эти составляющие тока могут быть приняты по табл. 14.2.
Значения апериодической составляющей тока короткого замыкания в фазе обмотки статора зависит от момента короткого замыкания. Наибольшие значения получаются при коротком замыкании в тот момент, когда напряжение в фазе проходит через нулевое значение.
Максимальные значения апериодических составляющих тока:
при трехфазном коротком замыкании
ia« = ^A-e"nTal- (14.24) ха
при двухфазном коротком замыкании
(Н25)
xd 4- х2
при однофазном замыкании на ней- тральную линию
. Зу2 и
1м, = ——!ео I(14 26)
ха + х2 4- х0
196
Зи
xd + -V2 + X-dх'а + х2 + *0 „< + х2 + л0 Dd»х'а + х2 + л0ха + ч + v0 d0
Здесь Т.з. Т.н и 7„, — постоянные времени обмотки для соответствующего вида короткого замыкания, с:
7аз " Pai — Та»
В процессе короткого замыкания токи достигают максимальных значений практически через 0,01 с. У д а р н ы й ток короткого замыкания Г, равен сумме мгновенных значений периодического и апериодического токов короткого замыкания:
iy « 1.8 V2 i".(14.28)
В соответствии с ГОСТ 183—82 генераторы должны без повреждений выдерживать внезапные короткие замыкания па зажимах машины при 105 % номинального напряжения (и = 1,05).
Коэффициент полезного действия (КПД) генератора, %, равен:
Чге" = р^р 100 =
+С4-29)
где ДР —суммарные потери в генераторе.
При определении КПД генератора учитываются следующие потери: в стали при холостом ходе; основные в обмотке статора; добавочные при коротком замыкании, вызываемые полями рассеяния статора и несинусоидальностью магнитного поля в воздушном зазоре; на возбуждение; в переходных контактах щеток; в системе воз
буждения 11 вспомогательных устройствах; вентиляционные; и подшипниках н подпятнике.
Потерн в возбудителе, подвозбудителе н других вспомогательных электрических машинах учитываются, если они приводятся но вращение от вала генератора.
К потерям во вспомогательных устройствах относятся потерн в регулировочных реостатах, в постоянно включенных нерегулируемых сопротивлениях, в вентильных преобразователях системы возбуждения, в приборах и аппаратах, необходимых для работы машины в номинальном режиме.
Потерн в подпятнике гидрогенератбра распределяют между генератором и турбиной по соглашению между заводами-изготовителями этих машин. Обычно к генератору относят долю потерь в подпятнике, определяемую как отношение веса вращающихся частей генератора к суммарной нагрузке на подпятник, включая гидравлическое осевое усилие (см. § 1.6).
В табл. 14.3 приводятся соотношения между составляющими потерь для гидрогенераторов с косвенным воздушным и смешанным воздушным охлаждением ротора и водяным охлаждением статора.
Из таблицы следует, что для гидрогенераторов с воздушным охлаждением наибольшими являются вентиляционные потери; в генераторах с водяным охлаждением обмотки статора велики потери в меди статора, для них характерно также увеличение добавочных потерь.
Для гидрогенераторов с воздушным охлаждением и средним уровнем перегрева
Таблица 14.3. Составляющие потерь в гидрогенераторах
Потери
Гмдрогенераторы
душным охлаждением.
%
С водяным охлажде- обмотки статора. %
В стали при холостом ходе
20-22
10-15
Основные в обмотке статора
15-17
23-30
Добавочные при коротком замыкании
8—12
19-22
На возбуждение
12-15
14-18
Вентиляционные
30—40
20-25
В подшипниках и подпятнике
5-7
5-7
В системе возбуждения н вспомогательных устройствах
3-4
3-4
Примечание. Приведенные данные для гидрогенераторов с воздушным охлаждением относятся к генераторам мощностью 180—300 МВт. л — |25 187,5 об/мин; для гидрогенераторов с водяным охлаждением обмотки статора N — — 300-ЮЮ МВт. л — 93.8 + 250 об/мин.
активных частей сумма потерь, отнесенная к числу полюсов, за вычетом вентиляционных потерь. кВт, может быть ориентировочно определена по формуле
ЬР,12р = 7,5 4- 0,0097Р*!2р. (14.30)
Вентиляционные потери ДР„/2р — f (Р,/2р) могут быть найдены по графику на рис. 14.4.
Для гидрогенераторов с воздушным охлаждением и типовыми значениями основных параметров КПД при номинальной мощности можно определить по рис. 14.5. Если постоянные потери составляют у суммы потерь при Р„ а доля переменных потерь р/ п а/1, то при изменении потерь в к раз КПД составит
_ Ягеи
к Пг,н 4- (100 — Пген) (у/& 4- Р 4-об)’
(14.31)
Здесь предполагается, что напряжение
Рис. 14.5. Определение КПД гидрогенератора:
f — Р^ЗэОМВ А: 2 —Р, —100 МВ А; 3-Р5 = — 50 МП А; 4 — Р,— 25 МВ Л
nt об/минnt об/минРис. 14.6. Зависимость доли потерь, пропорциональных току статора р, от частоты вращения пРис. 14.6. Зависимость доли потерь, пропорциональных току статора р, от частоты вращения п
nt об/мин
nt об/мин
Рис. 14.6. Зависимость доли потерь, пропорциональных току статора р, от частоты вращения п
Рис. 14.6. Зависимость доли потерь, пропорциональных току статора р, от частоты вращения п
К постоянным, не зависящим от нагрузки, относятся потери в стали при холостом ходе, все механические потери и часть потерь на возбуждение.
К переменным, пропорциональным квадрату тока статора, относятся потерн короткого замыкания и часть потерь на возбуждение. К переменным, зависящим от тока статора в первой степени, относится часть потерь возбуждения, для определения которых можно воспользоваться рис. 14.6.
Максимум КПД генератора наступает при нагрузке кР«, где
A=Vt7«":(14.32)
максимально возможный КПД
Пген 4- (100 — Т)геи) (2 V^Y + Р) (14.33)
После достижения максимального значения при дальнейшем увеличении мощности КПД начинает снижаться и становится равным номинальному при условии
к-*^/а. (14.34)
В гидрогенераторах с воздушным охлаждением большую долю потерь составляют потерн, не зависящие от нагрузки, поэтому максимум КПД наступает только при нагрузке. большей номинального значения. В гидрогенераторах с водяным охлаждением н повышенным использованием активного объема преобладают потери, пропорциональные квадрату тока. В этих гидрогенераторах максимум КПД наступает при 60—80 % номинальной нагрузки, и рабочая точка лежит на нисходящей ветви кривой КПД.
Коэффициент полезного действия гидрогенератора при номинальном режиме его работы, определенный в соответствии с действующими стандартами, может быть ниже гарантированного значения не более чем на 0,1 (100— Пмк). %-
Допуск к значению КПД. %, при любой промежуточной нагрузке Рпр, отличной
ОТ НОМИНаЛЬИОИ. может быть ориентировочно определен (при постоянстве cos ф) следующим образом:
Дт|„р =■ 0,1 (100 — Пге..)-тА- (’4-35) ' пр
МЕХАНИЧЕСКИЕХАРАКТЕРИСТИКИ
Угонная частота вращения. Гидроагрегат достигает угонной частоты пращекия при патом открытии направляющего аппарата турбины, максимальном напоре и от- сутстпии нагрузки генератора. На практике такой случаи может произойти, когда в момент внезапного отключения нагрузки отказывают система регулирования турбины и устройства аварийного закрытия направляющего аппарата.
Коэффициент угона ку, равный отношению угонной частоты вращения к номинальной. для поворотно-лопастных турбин составляет ку = 2 4-3, для радиально- осевых ку = Е7 4- 2,2, ковшовых ку — = 1.7 4- 1.9.
Угонная частота вращения указывается заводом, изготовляющим турбину, и вносится в технические условия на поставку генератора.
Обычно ротор генератора рассчитывается таким образом, чтобы напряжения во всех его элементах при угонной частоте вращения гидроагрегата не превышали 0,95 предела текучести материала.
Поскольку динамическая балансировка роторов не производится, при угоне могут иметь место повышенные вибрации вращающихся частей генератора и, как следствие этого, усталостное разрушение отдельных элементов ротора. Поэтому длительность угона ограничивается.
По действующим нормам при любой угонной частоте вращения не должно происходить задевания ротора за статор.
Маховой момент определяется условиями обеспечения устойчивой работы гидрогенератора (см. гл. 16). При выборе махового момента необходимо также, чтобы при сбросе нагрузки и исправном регуляторе гидротурбины увеличение частоты вращения гидроагрегата не превышало 60 % номинальной частоты вращения. Значение махового момента гидрогенератора и повышение частоты вращения при сбросе полной -мощности более 60 % номинальной устанавливаются заводами-изготовителями турбины и генератора и генеральным проектировщиком ГЭС.
Маховой момент гидроагрегата определяется главным образом маховым моментом генератора поскольку маховой момент турбины невелик и составляет в среднем около 10 % суммарного момента.
Если известны конструктивные размеры генератора, то значение его махового мо-
мента, т-м1. может быть приближенно определено по формуле
»|О;—3(/),4-П,’„)/,,(14.36)
где Л/о — внутренний диаметр обода ротора, м:
°<о « - 2Л₽ “Чг
hp те 0,25 -т- 0,38 м — высота полюса; /|0 « « 0.45 ~ 0,75 м — ширина обода ротора.
Значение махового момента, т-м2, может быть также орнентирииочно определено по формуле
,„0? = 5D?5/,.
В связи с применением высокопрочной конструкционной стали для ободов роторов генераторов н общим ростом уровня использования их активного объема появилась возможность снижения массы генераторов и уменьшения махового момента. Анализ взаимосвязей уровня механических напряжений в ободе — наиболее напряженном элементе ротора — и значения махового момента в функции размеров машины и угонной частоты вращения позволяет получить следующее выражение, т м1:
шО?шО?« 1,12« 1,12о?» < М кй пу °До?» < М кй пу °Д(14.37)
шО?
шО?
« 1,12
« 1,12
о?» < М кй пу °Д
о?» < М кй пу °Д
где ко « 1,6 — коэффициент ослабления шихтованного обода; с —средние механические напряжения в ободе при угонной частоте вращения, Па.
Таким образом, при повышенных угонных частотах вращения пу увеличение mD^. сопряжено с необходимостью повышения напряжений а в ободе ротора или увеличения его массы. Следующая приближенная формула позволяет установить связь между маховым моментом и массой обода ротора то при принятом уровне механических напряжений, т-м2:
тО’ « 0,52 • IO-* —
0 \ 100 7
Инерционная постоянная времени. Инерционна л постол и ил я времени гидроаг- регата, с, при известном маховом моменте mD^, находится по формуле
mD*1 / п \2
t^2'74-pTW'- ^
тд.е Pi — полная номинальная мощность, кВА.
Инерционная постоянная Т» представляет собой время, необходимое для достижения номинальной скорости вращения от состояния покоя, если со стороны сети к
генератору приложен электрический момент вращения. соотсгстпуюшпн шипин номинальной мощности Р,. При этом предполагается. что полинипа энергии. полученной из сети за время разгона, идет на сообщение роюру кнпсгнческой энергии вращения, а полонина теряется в виде теплоты в роторе.
Иисрниоииая постоянная Г, оказывает большие плняиие на размеры и технико- экономические показатели генераторои. Увеличение Т». что требуется для повышения устойчивости параллельной работы, при известных номинальной частоте прашения и коэффициенте угона ку связано с увеличением диаметра О( н ширины обода ротора или снижением коэффициента использования генератора.
Для генераторов со средней и малой частотой вращения инерционная постоянная составляет в среднем 7—8 с, для быстроходных генераторов опа снижается до 5— 6 с.
В то же время в практике известны примеры создания крупных генераторов с инерционной постоянной от 3 до 16 с.
Усилия и моменты, передаваемые генератором на фундамент. При нормальной работе генератора и при коротких замыканиях возникают значительные усилия и моменты. передаваемые через статор и крестовины на фундамент. В зависимости от причины появления нагрузки различают усилия от весовой нагрузки частей генератора н турбины н осевой составляющей реакции воды, от электромагнитных моментов вращения генератора, от магнитного небаланса ротора, при торможении гидроагрегата.
При подвесном исполнении генератора через фундаментные плиты статора передаются нагрузки от веса генератора (без нижней крестовины), вращающихся частей турбины и реакция воды. При зонтичном исполнении через фундаментные плиты статора передается только нагрузка от веса неподвижных частей генератора без подпятника с масляной ванной и нижней крестовины, которая вместе с нагрузкой от веса вращающихся частей турбины и генератора и реакцией воды воспринимается фундаментом через крышку турбины или нижнюю крестовину, если таковая имеется.
Электромагнитные моменты прашения, передаваемые через фундаментные плиты статора на фундамент, имеют знакопеременные и знакопостоянные составляющие.
При трехфазном коротком замыкании знакопеременная составляющая момента, кН м, равна:
,, л те Г sin ы/ ,Мк. 11е5 9,75 -,Н
sin 2ср/2sin 2ср/2(14.39)(14.39)п L
sin 2ср/
2
sin 2ср/
2
(14.39)
(14.39)
Обычно можно учитывать только первый член в квадратных скобках, полагая
Р и*
Мк. зз= 9,75 —^- sin ш/.(14.40)
“*d
При двухфазном коротком замыкании знакопеременная составляющая момента, к! I м, составит
— sin 2(0/— sin 2(0/sin tot —sin tot —(14.41)
— sin 2(0/
— sin 2(0/
sin tot —
sin tot —
Максимальное значение этого момента имеет место при tot ~ 120° и составляет, кН м,
'^к. з 2 маке = 9,75 —-—^-^— .(14.42)
п (zd + хз)
^к. з 2 макс — 9,75^к. з 2 макс — 9,752^Р$и22^Р$и2С учетом высших гармонических состав-ляющих его максимальное значение, кН-м,
^к. з 2 макс — 9,75
^к. з 2 макс — 9,75
2^Р$и2
2^Р$и2
Радиальное усилие, к! I, возникающее между ротором и статором в аварийном режиме двойного замыкания на корпус части катушек полюсов ротора, может быть рассчитано по формуле
F^bAa^Jt. {\\Д1)
где ат = 0,68 +• 0,75 — коэффициент полюсного перекрытия, равный отношению ширины наконечника полюса к полюсному делению.
Усилие ГР является перемененным, его частота соответствует частоте вращения ротора, воспринимается направляющими подшипниками и передастся на фундамент и соответствии с конструктивной схемой генератора через лапы крестовин или фундаментные плиты статора.
Окружное усилие от момента сил трения при торможении гидроагрегата передается через фундаментные плитки тормозов, если они установлены на фундаменте, или через фундаментные плитки нижней крестовины.
(14.43)(14.43)Знакопостоянные составляющие момента, кН-м, могут быть определены следующим образом:при трехфазном коротком замыканииЗнакопостоянные составляющие момента, кН-м, могут быть определены следующим образом:при трехфазном коротком замыканииЛ,к. 3 з = 9'75 пЛ,к. 3 з = 9'75 п(14.44)(14.44)при двухфазном коротком замыканиипри двухфазном коротком замыкании(14.45)(14.45)В формулах (14.39) —(14.45) приняты следующие обозначения: и — напряжение генератора до короткого замыкания в долях номинального; г< — активное сопротивление прямоП последовательности; г г — активное сопротивление обратной последовательности; т —'активное сопротивление нагрузки в долях номинального сопротивления генератора.Усилие, действующее на фундаментные плиты и болты статора и обусловленное указанными выше моментами, кН, определяется радиусом R расположения болтовВ формулах (14.39) —(14.45) приняты следующие обозначения: и — напряжение генератора до короткого замыкания в долях номинального; г< — активное сопротивление прямоП последовательности; г г — активное сопротивление обратной последовательности; т —'активное сопротивление нагрузки в долях номинального сопротивления генератора.Усилие, действующее на фундаментные плиты и болты статора и обусловленное указанными выше моментами, кН, определяется радиусом R расположения болтовF = M]R.F = M]R.(14.46)(14.46)гi 100 )'Мтр =0^25/+ РтМ"’ (14Л8)где лг — частота вращения гидроагрегата, при которой начинается торможение, об/мин; I — длительность торможения, мин; рт = 0,015 — отношение вращающего момента, создаваемого за счет протечек воды через закрытый направляющий аппарат турбины, к номинальному моменту вращения^ кН м, который равен:Мн = 9,75РнЛъ (14.49)Кроме того, тормоза передают на фундамент нагрузку от веса вращающихся частей гидроагрегата при подъеме их на тормозах.При расчете строительных конструкций, сопрягающихся с гидрогенератором, необходимо учитывать ряд нагрузок, действующих при нормальных и аварийных режимах работы.На фундаментные плиты статора действуют следующие нагрузки, кН, в радиальном направлении — от магнитного тяження, вызываемого возможным эксцентриситетом ротора относительно статора, при нормальной работе машины7^ =0,30^;(14.50)при двойном замыкании в цепи ротораT^F^,(14.51)в тангенциальном направлении — от крутящего момента при номинальном режиме работы (рис. 14.7)Qi = Mu/Rx;(14,52)гi 100 )'Мтр =0^25/+ РтМ"’ (14Л8)где лг — частота вращения гидроагрегата, при которой начинается торможение, об/мин; I — длительность торможения, мин; рт = 0,015 — отношение вращающего момента, создаваемого за счет протечек воды через закрытый направляющий аппарат турбины, к номинальному моменту вращения^ кН м, который равен:Мн = 9,75РнЛъ (14.49)Кроме того, тормоза передают на фундамент нагрузку от веса вращающихся частей гидроагрегата при подъеме их на тормозах.При расчете строительных конструкций, сопрягающихся с гидрогенератором, необходимо учитывать ряд нагрузок, действующих при нормальных и аварийных режимах работы.На фундаментные плиты статора действуют следующие нагрузки, кН, в радиальном направлении — от магнитного тяження, вызываемого возможным эксцентриситетом ротора относительно статора, при нормальной работе машины7^ =0,30^;(14.50)при двойном замыкании в цепи ротораT^F^,(14.51)в тангенциальном направлении — от крутящего момента при номинальном режиме работы (рис. 14.7)Qi = Mu/Rx;(14,52)Момент сил трения, кН-м, рассчитывается по формуле
(14.43)
(14.43)
Знакопостоянные составляющие момента, кН-м, могут быть определены следующим образом:
при трехфазном коротком замыкании
Знакопостоянные составляющие момента, кН-м, могут быть определены следующим образом:
при трехфазном коротком замыкании
Л,к. 3 з = 9'75 п
Л,к. 3 з = 9'75 п
(14.44)
(14.44)
при двухфазном коротком замыкании
при двухфазном коротком замыкании
(14.45)
(14.45)
В формулах (14.39) —(14.45) приняты следующие обозначения: и — напряжение генератора до короткого замыкания в долях номинального; г< — активное сопротивление прямоП последовательности; г г — активное сопротивление обратной последовательности; т —'активное сопротивление нагрузки в долях номинального сопротивления генератора.
Усилие, действующее на фундаментные плиты и болты статора и обусловленное указанными выше моментами, кН, определяется радиусом R расположения болтов
В формулах (14.39) —(14.45) приняты следующие обозначения: и — напряжение генератора до короткого замыкания в долях номинального; г< — активное сопротивление прямоП последовательности; г г — активное сопротивление обратной последовательности; т —'активное сопротивление нагрузки в долях номинального сопротивления генератора.
Усилие, действующее на фундаментные плиты и болты статора и обусловленное указанными выше моментами, кН, определяется радиусом R расположения болтов
F = M]R.
F = M]R.
(14.46)
(14.46)
гi 100 )
'Мтр =0^25/+ РтМ"’ (14Л8)
где лг — частота вращения гидроагрегата, при которой начинается торможение, об/мин; I — длительность торможения, мин; рт = 0,015 — отношение вращающего момента, создаваемого за счет протечек воды через закрытый направляющий аппарат турбины, к номинальному моменту вращения^ кН м, который равен:
Мн = 9,75РнЛъ (14.49)
Кроме того, тормоза передают на фундамент нагрузку от веса вращающихся частей гидроагрегата при подъеме их на тормозах.
При расчете строительных конструкций, сопрягающихся с гидрогенератором, необходимо учитывать ряд нагрузок, действующих при нормальных и аварийных режимах работы.
На фундаментные плиты статора действуют следующие нагрузки, кН, в радиальном направлении — от магнитного тяження, вызываемого возможным эксцентриситетом ротора относительно статора, при нормальной работе машины
7^ =0,30^;(14.50)
при двойном замыкании в цепи ротора
T^F^,(14.51)
в тангенциальном направлении — от крутящего момента при номинальном режиме работы (рис. 14.7)
Qi = Mu/Rx;(14,52)
гi 100 )
'Мтр =0^25/+ РтМ"’ (14Л8)
где лг — частота вращения гидроагрегата, при которой начинается торможение, об/мин; I — длительность торможения, мин; рт = 0,015 — отношение вращающего момента, создаваемого за счет протечек воды через закрытый направляющий аппарат турбины, к номинальному моменту вращения^ кН м, который равен:
Мн = 9,75РнЛъ (14.49)
Кроме того, тормоза передают на фундамент нагрузку от веса вращающихся частей гидроагрегата при подъеме их на тормозах.
При расчете строительных конструкций, сопрягающихся с гидрогенератором, необходимо учитывать ряд нагрузок, действующих при нормальных и аварийных режимах работы.
На фундаментные плиты статора действуют следующие нагрузки, кН, в радиальном направлении — от магнитного тяження, вызываемого возможным эксцентриситетом ротора относительно статора, при нормальной работе машины
7^ =0,30^;(14.50)
при двойном замыкании в цепи ротора
T^F^,(14.51)
в тангенциальном направлении — от крутящего момента при номинальном режиме работы (рис. 14.7)
Qi = Mu/Rx;(14,52)
Рис. 14.7. Расчетная схема
при коротком замыкании
Q2 = Л(к. з//?ь (14.53)
в вертикальном направлении — от веса статора, верхней крестовины и располагаемых на ней конструкции, а для гидрогенераторов подвесного исполнения — также от суммарной нагрузки на подпятник.
На фундаментные плиты верхней крестовины действуют только радиальные нагрузки, складывающиеся из допустимого небаланса ротора н возможного магнитного тяження при номинальном режиме работы.
На фундаментные плиты верхней крестовины действуют только радиальные нагрузки, кН, складывающиеся из допустимого небаланса ротора
^i G 4РО. р/н/(/в +/н), (14.54) где Ро. р — центробежная сила обода, кН, и возможного магнитного тяження при номинальном режиме работы, кН,
Г3 = 4Г|/„/(/в+ М, (14.55)
или при двойном коротком замыкании в цели ротора, кН,
Т< — 47Ун/(/в +/я). (14.56)
На фундаментные плиты нижней крестовины действуют нагрузки того же характера, что и на плиты верхней крестовины. Они могут быть рассчитаны по (14.54) — (14.56), если в числителе /м заменить на /я.
На фундаментные плиты под тормозами-домкратами при подъеме гидроагрегата действуют вертикальные нагрузки, равные весу вращающихся частей гидравлической турбины и гидрогенератора.
При торможении вертикальная нагрузка, МН, равна:
Рт ” рт^т^т/ип. (14.57) где рт — давление воздуха в тормозах, МПа; Sr — плошадь одного поршня тормо
за, м2; и, — число тормозов; л„ — число подтормозных плит.
При этом возникает также тангенциальное усилие, равное:
Тт = 0,25Рт.
РЕЖИМЫ РАБОТЫ
Номинальные данные гидрогенератора, приведенные в паспорте, соответствую! ГОСТ 5616-81, ГОСТ 183-82 н техническим условиям.
Номинальная мощность гидрогенерато ра обычно является также его максимальной длительной мощностью при номинальных условиях работы машины: напряжении, частоте, токе статора, коэффициенте мощности. температуре охлаждающего воздуха (35 °C при замкнутом цикле вентиляции) и симметричной нагрузке.
В процессе эксплуатации неизбежны отклонения от номинальных условий работы. Чтобы эти отклонения не приводили к выходу из строя пли преждевременному износу гидрогенератора, при эксплуатации не следует превышать допустимых пределов.
Изменения напряжения на зажимах обмотки статора. Обычно гидрогенераторы рассчитывают так, чтобы при изменении действующего значения напряжения в пределах ±5 % номинального они развивали номинальную мощность при номинальном коэффициенте мощности. При 105 %-ном напряжении ток статора должен быть понижен до 95 % номинального, а при 95 %-ном напряжении ток может быть повышен до 105 %. При снижении напряжения ниже 95 % номинального увеличение тока свыше 105% обычно не допускается даже в том случае, когда температура обмотки статора остается в допустимых пределах. Это объясняется тем, что перепад температуры п изоляции обмотки от потерь в меди возрастает пропорционально квадрату тока, а чрезмерное увеличение перепада температу ры приводит к значительным относительным перемещениям слоев изоляции, к необратимым деформациям в ней и в результате к снижению срока службы изоляции.
Гидрогенераторы допускают также длительную работу при повышении напряжения до 110%. Однако из-за увеличения потерь в стали, местных нагревов, а также увеличения тока и нагрева обмотки возбуждения сохранить при этом номинальную мощность не удается. Обычно при повышении напряжения свыше 105% номинального полная мощность снижается примерно на 2 % с каждым процентом повышения напряжения. Работа при напряжении свыше 110% номинального не допускается.
Изменения температуры воды и воздуха. Работа гидрогенератора с температурой охлаждающего воздуха свыше 35°C при замкнутом цикле вентиляции и свыше 40 С
при разомкнутом цикле вентиляции не пре- луеммрипастся, за исключением режимов сушки. Воздухоохладители обеспечивают номинальную нагрузку гидрогенераторов при температуре поступающей в позлухоох- ладитсли и теплообменники води не выше 28 °C.
В отдельных случаях для ГЭС. расположенных в районах с жарким тропическим климатом, гидрогенераторы рассчитываются для услоипи работы при более высокой температуре входящего охлаждающего воздуха, которая превышает температуру поступающей п воздухоохладители иолы обычно на 7—10 °C.
В зимнее время снижение температуры охлаждающей воды позволяет уменьшить температуру воздуха, что. в свою очередь, дает возможность в известных пределах повысить мощность гидрогенератора, сохранив температуру обмотки статора неизменной. Однако увеличение мощности ограничивается и в этом случае перепадом температуры изоляции обмотки статора.
При понижении температуры охлаждающего воздуха с 35 до 30 °C допустимо увеличение мощности гидрогенератора на 0,75 % на каждый градус понижения температуры; при понижении температуры охлаждающего воздуха с 30 до 25 6С мощность может быть увеличена на 0.25 % на каждый градус понижения температуры воздуха. При понижении температуры охлаждающего воздуха ниже 25 °C дальнейшее повышение нагрузки не допускается.
Работа гидрогенератора при температуре охлаждающего воздуха ниже 15 °C не рекомендуется, а ниже 10°С не допускается, так как при этом возможно нарушение .изоляции обмотки статора.
В зимнее время года не следует также переохлаждать воздухоохладители во избежание конденсации на них влаги. Обышш. •осуществляется сезонное регулпровацие-рао Хр да”_ох л а ж да куцей воды через воздухоох- ла§ител|(_.и. уменьшение расхода воды в ЗИМИН и_пср нод.
' Изменения частоты электрического тока. При изменении частоты в пределах ±2,5 % номинальной (48,75—51,25 Гц) гидрогенератор сохраняет номинальную мощность. Однако при уменьшении частоты относительно номинальной повышение напряжения гидрогенератора сверх номинального не допускается. Это обусловлено тем, что при снижении частоты для поддержания постоянного напряжения приходится увеличивать магнитный поток, а также ток ротора. При одновременном повышении напряжения местные нагревы сердечника и -обмотки статора, а также температура обмотки ротора могут превысить допустимые пределы.
В отдельных случаях могут иметь место также ограничения пргг работе гидрогенератора с повышенной против номинальной частотой и одновременно с большим
напряжением. При повышении частоты увеличиваются добавочные потери в меди обмотки ччятора и на поверхности полюсных наконечников, потери в сердечнике статора изменяются незпач|псл1»но (несколько поз- расююг н.кт увеличении частоты, однако одновременно снижаются благодаря уменьшению магнитного потока). В результате нагрев обмотки статора не превышает допустимых пределов. При повышсини напряжения в стали сердечника статора из-за роста потерь и гидрогенераторах с напряженным тепловым балансом может иметь место возростайне температуры обмотки статора выше допустимой. По этой причине для отдельных типов гидрогенераторов по допускается работа при повышенной частоте электрического тока с одновременным увеличением напряжения по сравнению с номинальным.
Допустимые нагревы частей гидрогенераторов и вспомогательных машин. В табл. 14.3 приведены классы иагрево- стойкости применяемой изоляции и соответствующие предельные значения допустимой температуры частей гидрогенератора и вспомогательных машин по ГОСТ 5616—81 и ГОСТ 183-82.
Фактическая температура, наблюдаемая при работе машин, обычно ниже приведенной в табл. 14.3. Это объясняется тем, что при конструировании генератора учитываются нс только наибольшие допустимые значения температуры для изоляции, но также требуемая долговечность машин данного типа и другие конструктивные соображения, связанные с нагревом н нагрузкой отдельных узлов.
Таким образом, наблюдаемые при эксплуатации пониженные значения температуры обмоток и сердечников не могут служить достаточным основанием для повышения мощности машины. Решение об увеличении мощности гидрогенератора может быть принято только после проведения всесторонних исследований, включающих в частности, определение вибрационного состояния машины, уровень нагрева демпферной системы ротора к ториевой зоны — статора и других элементов.
Если температура охлаждающего воздуха выше 35 °C, предельные длительно допустимые превышения температуры, указанные в табл. 14.3. должны быть уменьшены на разность между температурой охлаж- ,даюшего воздуха и температурой 35 °C.
При непосредственном водяном охлаждении обмотки статора ее температура контролируется в каждой параллельной по воде ветви с помощью устанавливаемых под пазовые клинья термометров сопротивления. Последние размешают по возможности в тех пазах, где верхний стержень является последним по ходу воды в потоп. Предельная длительно допустимая температура дистиллята, выходящего из обмотки, не должна превышать 65 X. Пракгиче-
Части гндрогсксратороп ,Температура, *С. при используемых изоляционных материалах класса иагрсоостоЛкостн.Метод измерения температурыВ1-Обмотки статоров при косвенном воздушном охлаждении85105Термометрами сопротивления, заложенными в пазы между стержнями пли катушками для двухслойных обмоток и под пазовые клинья для идшклониых обмотокОбмотки статоров при непосредственном водяном охлаждении85105Термометрами сопротивления, заложенными под пазовые клиньяСердечники статоров85105Термометрами сопротивления, заложенными на дно пазовОбмотки возбуждения при косвенном или форсированном воздушном охлаждении95ПОТермометрами сопротивленияКонтактные кольца8595ТермометрамиЧасти гндрогсксратороп ,Температура, *С. при используемых изоляционных материалах класса иагрсоостоЛкостн.Метод измерения температурыВ1-Обмотки статоров при косвенном воздушном охлаждении85105Термометрами сопротивления, заложенными в пазы между стержнями пли катушками для двухслойных обмоток и под пазовые клинья для идшклониых обмотокОбмотки статоров при непосредственном водяном охлаждении85105Термометрами сопротивления, заложенными под пазовые клиньяСердечники статоров85105Термометрами сопротивления, заложенными на дно пазовОбмотки возбуждения при косвенном или форсированном воздушном охлаждении95ПОТермометрами сопротивленияКонтактные кольца8595ТермометрамиТаблица 14.3. Предельные длительно допускаемые превышения температуры частей гидрогенераторое при температуре охлаждающего воздуха 35 еС и высоте установки над уровнем моря ие более 1000 мТаблица 14.3. Предельные длительно допускаемые превышения температуры частей гидрогенераторое при температуре охлаждающего воздуха 35 еС и высоте установки над уровнем моря ие более 1000 мскн при расчетах эта температура принимается обычно в диапазоне 45—60 °C. при этом температура обмотки и сердечника статора составляет соответственно 55—75 и 65—90 °C при рабочих параметрах системы водяного охлаждения.
Части гндрогсксратороп ,
Температура, *С. при используемых изоляционных материалах класса иагрсоостоЛкостн
.Метод измерения температуры
В
1-
Обмотки статоров при косвенном воздушном охлаждении
85
105
Термометрами сопротивления, заложенными в пазы между стержнями пли катушками для двухслойных обмоток и под пазовые клинья для идшклониых обмоток
Обмотки статоров при непосредственном водяном охлаждении
85
105
Термометрами сопротивления, заложенными под пазовые клинья
Сердечники статоров
85
105
Термометрами сопротивления, заложенными на дно пазов
Обмотки возбуждения при косвенном или форсированном воздушном охлаждении
95
ПО
Термометрами сопротивления
Контактные кольца
85
95
Термометрами
Части гндрогсксратороп ,
Температура, *С. при используемых изоляционных материалах класса иагрсоостоЛкостн
.Метод измерения температуры
В
1-
Обмотки статоров при косвенном воздушном охлаждении
85
105
Термометрами сопротивления, заложенными в пазы между стержнями пли катушками для двухслойных обмоток и под пазовые клинья для идшклониых обмоток
Обмотки статоров при непосредственном водяном охлаждении
85
105
Термометрами сопротивления, заложенными под пазовые клинья
Сердечники статоров
85
105
Термометрами сопротивления, заложенными на дно пазов
Обмотки возбуждения при косвенном или форсированном воздушном охлаждении
95
ПО
Термометрами сопротивления
Контактные кольца
85
95
Термометрами
Таблица 14.3. Предельные длительно допускаемые превышения температуры частей гидрогенераторое при температуре охлаждающего воздуха 35 еС и высоте установки над уровнем моря ие более 1000 м
Таблица 14.3. Предельные длительно допускаемые превышения температуры частей гидрогенераторое при температуре охлаждающего воздуха 35 еС и высоте установки над уровнем моря ие более 1000 м
Допустимые перегрузки по току статора и ротора. Условия нагрева обмоток при кратковременных перегрузках близки к адиабатическим, так как потерн, успевающие за короткий промежуток времени рассеяться по внешнюю среду, обычно незначительны. При адиабатическом процессе нагрева повышение температуры меди обмотки ДО, °C, может быть вычислено по эмпирической формуле
Де = -^-™/,(14.58)
где /н — номинальная плотность тока в обмотке, А/мм1; к— кратность перегрузки обмотки по току с номинального режима; к$ — коэффициент добавочных потерь в обмотке; I — длительность перегрузки, с.
Во избежание нарушений изоляции, вызванных значительными тепловыми деформациями при удлинении обмотки из-за ее нагрева, обычно ограничивают кратковременное повышение температуры обмотки значением 15 °C.
Перегрев обмотки, °C, с непосредственным водяным охлаждением при перегрузке по току может быть вычислен по формуле
^f/н (*’“ 0
где q— отношение сечения каналов в обмотке к полному сечению проводников об
мотки по контуру (обычно 9 = 0,15 4-0.25).
Пи (14.59) могут быть определены допустимые значения длительности кратковременных перегрузок обмоток по току, если в койне перегрузки установившийся режим нс достигается. Последнее условие должно быть проверено по следующей формуле:
Д/1 <14б0)
где к^ — максимальная кратность допустимой длительной перегрузки обмотки с непосредственным водяным охлаждением: ДО, °C — допустимое повышение температуры перегрева дистиллята в процессе перегрузки; О, °C — температура перегрева дистиллята в обмотке при номинальной на- грузке.
В случае, когда требуется определить допустимую длительность перегрузки кратностью к > кд, необходимо воспользоваться выражением (14.59).
Обмотки с непосредственным водяным охлаждением обладают большой перегрузочной способностью по сравнению с обмотками с косвенным воздушным охлаждением при малых кратностях перегрузок, но из-за высокой номинальной плотности тока допускают меньшую длительность перегрузок большой кратности.
Повышение температуры обмоток возбуждения, подвергшихся перегрузке по току, могут быть также найдены по (14.58) при воздушном охлаждении и по (14.59) с учетом (14.60) при непосредственном водяном охлаждении, при этом коэффициент добавочных потерь к) = 1.
Па основании обобщенных результатов расчетов по гидрогенераторам с различными
Таблица 14.4. Допустимые значения длительности перегрузок обмоток по току
Кратность перетру-
Длительность перегрузок, мин
Обмотки статора
Обмотки п
озбуждення
Водяное
30* *
Воздушное
Водяное
Воздушное
или форсированное воздушное
2
0,83
0,33
0,83
0,33
1.5
2
1
2
0.83
1.4
3
1,25
3
1
1.3
4
2,5
4
1.5
1,25
5
4
5
1.2
6
6
6,5
2,75
1,15 и
15
60
15
10,5 Длитель
4 но
параметрами в табл. 14.4 приведены средние значения допустимой длительности перегрузок обмоток, характерные для большинства исполнений генераторов.
Несимметричная нагрузка. При несимметричных нагрузках генератора появляются обратно вращающиеся магнитные поля, которые вызывают дополнительные потери в демпферной обмотке, на поверхности полюсных башмаков и в обмотке возбуждения.
Чрезмерные нагревы мест соединений короткозамыкаюших сегментов демпферной обмотки токами обратной последовательности мог^т привести к ее разрушению.
Кроме того, несимметричные нагрузки вызывают пульсацию момента с основной частотой 100 Гц, в результате чего возникают вибрации статора и ротора, которые при длительном воздействии могут привести к разрушению крепления сердечника статора и межполюсных соединений ротора.
По этим причинам несимметричная нагрузка ограничивается значением токов обратной последовательности, и на практике должны приниматься меры для снижения продолжительности несимметричной нагрузки.
В зависимости от системы охлаждения, мощности гидрогенератора, наличия демпферной системы допускается работа при следующих разностях токов по фазам:
для гидрогенераторов с косвенным воздушным охлаждением мощностью 125 МВА и выше — 15 %;
для гидрогенераторов с косвенным воздушным охлаждением .мощностью менее 125 МВ А - 20 %;
для гидрогенераторов с непосредственным жидкостным охлаждением — 10 %:
для гидрогенераторов без демпферной системы — 10 %.
Наибольший ток при несимметричной нагрузке пи в одной из фаз нс должен превышать номинального значения.
Снижение допустимой разности токов и фазах для крупных гидрогенераторов обусловлено более высоким уровнем электромагнитных. тепловых и механических нагрузок и. следовательно, большими напряжениями, действующими на конструкцию машин. Ешо в большей степени это относится к гидрогенераторам с форсированной системой охлаждения н, в частности, непосредственным водяным, что приводит к необходимости снижать допустимую разность токов в фазах до 10 %.
Несимметричные короткие замыкания. Гидрогенераторы могут выдержать лишь кратковременные несимметричные короткие замыкания, так как токи обратной последовательности, достигающие больших значений, могут привести к выходу из строя генератора из-за возможных повреждении ротора от местных нагревов и вибраций.
В практике принято определять допустимую длительность несимметричных коротких замыканий, исходя из термической стойкости демпферной системы.
Гидрогенераторы допускают кратковременные несимметричные короткие замыкания при условии
||гк<Л, (14.61)
где 1g — средний ток обратной последовательности (в долях номинального тока статора); /* —время продолжительности короткого замыкания, с.
Обычно для гидрогенераторов с косвенным воздушным охлаждением постоянная Л = 40, для гидрогенераторов с форсированным охлаждением Л — 20 -г 30.
На основании (14.61) следует подбирать уставки зашит от несимметричных ко- роткнх замыканий.
Работа с заземленной фазой. Если в одной из фаз гидрогенератора или в сети, подключенной непосредственно к его выводам, имеют место замыкания на землю, то такой режим является аварийным. Напряжения нсзаземлениых фаз в этом случае возрастают и могут достигать полных линейных напряжений, что ведет к соответствующему увеличению градиента напряжения в изоляции обмотки статора, повышению вероятности ее повреждения. Наличие двух мест замыканий на землю в обмотке статора может привести к пожару в генераторе с выгоранием стали сердечника статора и необходимости проведения в последующем большого объема восстановительных. и ремонтных работ.
По этой причине работа гидрогенератора с заземлением одной из фаз не допускается, в этом случае генератор должен быть аварийно отключен от сети и разнозбуж- дсн.
Асинхронный режим. Асинхронный режим гидрогенератора может наступить п результате потери возбуждения, неудачной самосинхронизации, несвоевременного от-
ключспия участка сети с коротким замыканием, сброса большой активной нагрузки при сохранении электрической связи с системой н других подобных аварии.
В асинхронном режиме имеют место большие пульсации тока и напряжения, вызывающие вибрации гидрогенератора и значительные механические усилия и отдельных узлах. Помимо этого, в обмотке возбуждения генератора, вращающегося асинхронно, наводится большая электродвижущая сила, которая при размыкании цепи возбуждения может привести к пробою изоляции ротора.
Поэтому асинхронный режим нс допускается. в случае выпадения из синхронизма генератор должен быть аварийно отключен от сети.
Допустимые вибрации и шумы. При работе гидрогенераторов имеют место вибрации различных узлов и их элементов, обусловленные воздействием переменных аэродинамических, электромагнитных и механических нагрузок.
Допустимая вибрация (удвоенная амплитуда колебаний) в горизонтальной плоскости крестовины гидрогенератора со встроенным в нее направляющим подшипником при вертикальном исполнении или вибрация подшипников при горизонтальном исполнении гидрогенератора по всех режимах работы при номинальной частоте вращения имеют следующие значения:
Номинальная частота Допустимая вибрация, вращения, об/мин мм. не более
П< 187,5 0,15
187,5 < п <375 0,10
375 < л <750 0,07
В вертикальном направлении гидрогенератор также должен выдерживать вибрацию турбины не более указанных выше значений.
Допустимая вибрация сердечника статора с частотой колебаний, рапной удвоенной частоте перемагничивания, не должна превосходить 30 мкм.
Наличие более высоких вибраций с частотой 100 Гц и рост их с увеличением токов нагрузки свидетельствуют, как правило, о неудачно выбранном чередовании катушечных групп обмотки статора; в этих случаях оказывается целесообразным изменение электрической схемы обмотки статора.
Максимальная интенсивность шума, измеренного на расстояния 1 м от гидрогенератора, работающего в режиме холостого хода, не должна превышать 85 дБ.
РАБОТА ГИДРОГЕНЕРАТОРОВ
В РЕЖИМЕ СИНХРОННОГОКОМПЕНСАТОРА
В соответствии с ГОСТ 561G—81 гидрогенераторы участвуют в регулировании •частоты, мощности и напряжения энерго
системы. а также по командам потребителя работают в режиме синхронного компенсатора.
Максимальная зарядная мощность гид- рогспсратора определяется минимальным током возбуждения, который обычно принимается равным 15% тока возбуждения, соответствующего номинальной нагрузке. Если зарядка линии происходит при номинальном напряжении и*. то максимальная мощность в режиме зарядки. МВ А,
Pq<0,8 —. (14.62)
Длительность работы в режиме зарядки составляет 3—5 мин и обусловлена повышенным нагревом крайних пакетов сердечника статора, а также нажимных гребенок в этом режиме. В отдельных случаях при небольшой мощности зарядки липин продолжительность режима может быть увеличена.
При длительной работе на емкостную и смешанную активно-емкостную нагрузки допустимая реактивная мощность ограничивается нагревом крайних пакетов, а также условиями устойчивости режима электропередачи.
Допустимая опережающая релятивная мощность гидрогенератора в функции активной мощности при номинальном напряжении может быть найдена по эмпирической формуле
PQ = (0,75 - 0,04Л9Рн)^-, (14.63)
где pq —реактивная опережающая мощность в долях полной мощности; рн — активная мощность в долях Р,.
На рис. 14.8 приведены рассчитанные по (14.63) зависимости pQ = Црх^ при различных линейных нагрузках As.
Критерием возможности работы в режиме потребления реактивной мощности
Рис. 14.8. Определение длительно допустимых режимов работы при недовоэбужде- нии:
I — As — 5OOKIcm;2 — А$ — 600 А/см:3 — Л,— 700 А/си;
* — А, — 800 А/см; 5-Л,—900 А/см; 5 — А,— — 1200 А/см
(1 1.64)(1 1.64)хронизма:вкр = areteхронизма:вкр = arete(14.66)(14.66)
(1 1.64)
(1 1.64)
хронизма:
вкр = arete
хронизма:
вкр = arete
(14.66)
(14.66)
является условие
О < Окр.
где 0 — рабочий угол генератора, определяется по известным параметрам режима:
xJ cos ф
9 ■* агс!ц:—:;(14.65)
и — x^i sin q>
0*р — критический угол генератора, при превышении 0rh машина выпадает из син
-‘n t» +V‘Х+ 8“4Xd - Xgf
Au (x, — х )V d qf
В (14.65) и (14.66) обозначено: / — ток статора в долях номинального; и — напряжение в долях номинального: i,— ток возбуждения в долях тока, соответствующего напряжению холостого хода по прямолинейной характеристике.
При понижении cos ф и перевозбуждении полную кажущуюся мощность сохранить не удается, так как ток ротора выше номинального. Исключение составляют те случаи, когда обмотка возбуждения н возбудитель имеют достаточный запас по нагреву. Значение допустимой мощности при пониженном со$ф ограничивается обычно током ротора при номинальных мощности, напряжении, частоте и созф и может быть определено по диаграмме рнс. 14.9.
Построение диаграммы производится следующим образом: по осн абсцисс наносится шкала активной мощности, а по оси ординат — реактивной мощности в долях полной кажущейся мощности. Радиусом, равным полной кажущейся мощности (1,0), из начала координат проводится дуга окружности до пересечения в точке Л с прямой, проходящей через начало координат под углом ф к оси абсцисс. Затем из точки О\ лежащей на осн ординат в отрицательном направлении на расстоянии, равном отношению короткого замыкания
Рнс. 14.9. Определение мощности в режиме синхронного компенсатора при перевозбуждении
(ОКЗ), проводится дуга радиусом О'А до пересечения с осью ординат в точке В.
Площадь, ограниченная двумя проведенными дугами и соответствующими отрезками осей координат, представляет собой область возможных режимов работы гидрогенератора при отстающем коэффициенте мощности. Отрезок ОВ на осн ординат численно равен максимально допустимой реактивной мощности гидрогенератора при cos ф = 0 в долях полной кажущейся (режим синхронного компенсатора).
Допустимая мощность гидрогенератора при использовании его в качестве синхронного компенсатора может быть вычислена по формуле
Р$к!Р$ V(OK3 + sin ф)1 Ч-соз^ф — ОКЗ
(14.67) нлн определена по рис. 14.9.
В тех случаях, когда ОКЗ нс известно, оно может быть ориентировочно определено по выражению
ОКЗ — 1,1/х,.
Глава 15
КОНСТРУКЦИИ ГИДРОГЕНЕРАТОРОВ
ГИДРОГЕНЕРАТОРЫПОДВЕСНОГО и зонтичного типовИ ОБЛАСТЬ ИХ ПРИМЕНЕНИЯ
По расположению вала генераторы подразделяются на вертикальные и горизонтальные. У генераторов, соединенных с реактивными турбинами, вал, как правило, вертикальный, так как это уменьшает размеры машинного зала, улучшает условия работы турбины, позволяет снизить массу гидроагрегата. Кроме того,
выполнение горизонтальных генераторов затруднительно, а во многих случаях практически невозможно.
Самый крупный горизонтальный гидрогенератор отечественного, производства для Камской ГЭС имеет мощность 26,3 МВ Л при п = 125 об/мин.
Генераторы с вертикальным валом, в спою очередь, подразделяются на два основных типа — подвесные (рис. 15.1, 15.2) и зонтичные (рнс. 15.3—15.5), отличающихся друг от друга расположением подпятника относительно ротора.
Рис. 15.1. Гидрогенератор подвесного исполнения с двумя направляющими подшипниками:
Рис. 15.3. Гидрогенератор зонтичного нс полпспня с опорой подпятника па крышку турбины:
/ — корпус: 2 — верхняя крестовина: Л — направ- ляюшнА подшипник: 4— подпятник: 5 — статор: — ротор: 7 — муфта ”
/ — корпус: 3 — верхняя пик: 4 — ня прап.тмющнЛ 6 — ротор: 7 — нижняя
крестовина: Л — поднят нолшпиннк: 5 — статор крсстппмна: 5 — муфта
Рис. 15.2. Гидрогенератор подвесного исполнения с комбинированным подпятником: / — корпус: 2 — верхняя крестовина; 3 — направ- ляющиЛ подшипник; 4 — подпятник: 5 — статор;
6 — ротор; 7 — муфта
Рис. 15.4. Гидрогенератор зонтичного исполнения с опорой на нижнюю крестовину: / —корпус: 2 — статор: 3 — ротор: -/ — подпятник; 5, 8 — направляющие подшипники: 6 — муфта; 7 — нижняя крестовина
3344Рис. 15.5. Гидрогенератор зонтичного исполнения безвальной конструкции: /—корпус: 2 — статор: 3— верхняя крестовина: 4 — направляюшнЛ подшипник; 5 — подпятник; 6 — крышка турбины обеспечение выполнения наиболее простой по конструкции и технологичности, а также наименее металлоемкой верхней крестовины;возможность применения конструкции ротора без основного генераторного пяла, что позволяет снизить высоту подъема крана и тем самым снизить высоту машинного зала;меньшие высота, масса н стоимость.Рис. 15.5. Гидрогенератор зонтичного исполнения безвальной конструкции: /—корпус: 2 — статор: 3— верхняя крестовина: 4 — направляюшнЛ подшипник; 5 — подпятник; 6 — крышка турбины обеспечение выполнения наиболее простой по конструкции и технологичности, а также наименее металлоемкой верхней крестовины;возможность применения конструкции ротора без основного генераторного пяла, что позволяет снизить высоту подъема крана и тем самым снизить высоту машинного зала;меньшие высота, масса н стоимость.
3
3
4
4
Рис. 15.5. Гидрогенератор зонтичного исполнения безвальной конструкции: /—корпус: 2 — статор: 3— верхняя крестовина: 4 — направляюшнЛ подшипник; 5 — подпятник; 6 — крышка турбины обеспечение выполнения наиболее простой по конструкции и технологичности, а также наименее металлоемкой верхней крестовины;
возможность применения конструкции ротора без основного генераторного пяла, что позволяет снизить высоту подъема крана и тем самым снизить высоту машинного зала;
меньшие высота, масса н стоимость.
Рис. 15.5. Гидрогенератор зонтичного исполнения безвальной конструкции: /—корпус: 2 — статор: 3— верхняя крестовина: 4 — направляюшнЛ подшипник; 5 — подпятник; 6 — крышка турбины обеспечение выполнения наиболее простой по конструкции и технологичности, а также наименее металлоемкой верхней крестовины;
возможность применения конструкции ротора без основного генераторного пяла, что позволяет снизить высоту подъема крана и тем самым снизить высоту машинного зала;
меньшие высота, масса н стоимость.
При частоте вращения до 200 об/мин гидрогенераторы выполняются преимущественно в зонтичном неполной и и, свыше 200 об/мин — п подвесном. При’ частоте вращения свыше 250 об/мин вертикальные гидрогенераторы выполняются исключительно в подвесном исполнении *.
Современное направление в области проектирования гидрогенераторов большой мощности характеризуется стремлением расширить область применения гидрогенераторов зонтичного типа. Этом}- в значительной степени способствует использование в компоновке зонтичного гидрогенератора опоры подпятника на крышку турбины. Основными преимуществами гидрогенератора зонтичного исполнения являются:
возможность выполнения подпятников на максимальные требуемые нагрузки, превышающие 35 АШ, при наиболее' простых и экономических конструктивных формах опорных элементов:
’ Проектирование гндрогенерато- роп/В. В. Домбровский, А. С. Еремеев, Н. П. Иванов и др. Л.: Энергия, 1965. Ч. Г 1968. Ч. 2.
Подвесной тин генератора прнмсняегсн тогда, когда зонтичное исполнение невыполнимо или невыгодно. Подвесной тип технически выполним практически всегда, по при достаточно больших диаметрах генератора размещение подпятника выше ротора на верхней опорной крестовине ведет к значительному утяжелению и удорожанию генератора.
К важным эксплуатационным преимуществам генераторов подвесного исполнения следует отнести следующие: меньшие потери на трение в подпятнике благодаря меньшей окружной скорости вращения; возможность обслуживания подпятника с помощью крана машинного зала; более надежная. чем в зонтичном исполнении, зашита обмоток от масляных паров из ванны подпятника.
КОНСТРУКЦИИ СОВРЕМЕННЫХ
ГИДРОГЕНЕРАТОРОВ
Статор представляет собой неподвижную конструкцию генератора. Он выполняет функцию якоря, через сердечник которого замыкается переменный магнитный поток, вызываемый постоянным магнитным полем, вращающимся синхронно с ротором, в обмотке которого индуцируется напряжение.
Статоры гидрогенераторов большой мощности выполняются разъемными. Разъем статора выполняется преимущественно по пазу сердечника. При ширине зуба от 50 мм и больше разъем может быть выполнен по зубу сердечника статора.
Корпус статора представляет собой кольцевую или многогранную сварную конструкцию, состоящую нз наружной обшивки, горизонтальных полок и ребер жесткости. С внутренней стороны к полкам корпуса приварены полосы с креплением типа «ласточкин хвост», на которых и собирают сегменты активной стали сердечника статора. В осевом направлении сердечник стягивают с помощью нажимных гребенок шпильками (рис. 15.6). Гребенки состоят нз толстых плит и приваренных к ним нажимных пальцев. Последние в
Рис. 15.6. Крепление сердечника статора:
/ — стяжка* шпилька; 2 —нажимная гребенка; 3 — сердечник
Рис. 15.7. Стыковая плита корпуса статора
мощных генераторах для снижения нагрева выполняются из немагнитной стали.
Для возможности транспортировки по железной дороге статор выполняется разъемным (сели наружный диаметр его корпуса превосходит 4 м) из 2—6 секторов, соединенных между собой с помощью стяжных шпилек и стыковых плит (рис. 15.7). Наиболее распространенной является конструкция статора, в которой секторы соединяются между собой накладками, привариваемыми к горизонтальным полкам корпуса. В последние годы сердечники статоров гидрогенераторов большого диаметра (более 12 м) шихтуют в кольцо непосредственно на месте установки, что исключает стыки секторов — наиболее уязвимые в эксплуатации зоны. Кроме того, в ряде случаев применяется конструкция статора с предварительно напряженным (растянутым) сердечником. Это исключает возможность появления в нем при работе опасных сжимающих напряжений (от тепловых деформаций и магнитных тяжений) — основной причины нарушения формы пакетов сердечника и его распрсссовки. Корпус устанавливают на опорные плиты фундамента и крепят болтами.
Сердечник статора собирают из сегментов, в которых имеются пазы для обмотки и для креплений типа «ласточкин хвост». Сегменты штампуют из листов высоколегированной электротехнической стали толщиной 0,5 или 0,35 мм, лакируют и набирают вперекрой пакетами с промежутками (вентиляционными каналами) шириной 7—10 мм. Между пакетами устанавливают дистанционные распорки в виде двутавровых балочек, приваренных к крайнему листу одного нз соседних пакетов. -Крайние пакеты сердечника статора крупных генераторов для придания большей монолитности выполняются клееными (см. рис. 15.6).
Обмотка статора применяется двух основных типов: многовпткова я катушечная и стержневая. Первая, как правило, бывает двухслойной, вторая может быть однослойной (в настоящее
tfszSssxssztfszSssxsszXXWZ/ZAlXXWZ/ZAlWMW.WOX 5xw»wz»a;
tfszSssxssz
tfszSssxssz
XXWZ/ZAl
XXWZ/ZAl
ххйкзиИяИу!?
*i*iРис. 15.8. Разрез секции катушки: *I —изолированные медные проводники; 2— кор-пусная изоляция
*
i
*
i
время применяется редко) или может иметь дробное число слоев.
Многовнтковую катушечную обмотку выполняют в виде одинаковых катушек, витки которых представляют собой пряди медных изолированных проводников. Каждая прядь, образующая виток, изолируется от соседних прядей слюдяной и стеклянной лентами, создающими витковую изоляцию.
Все витки катушки обвертываются многими (в зависимости от напряжения) слоями слюдосодержащей ленты, образующими пазовую изоляцию (рис. 15.8). Отдельные катушки соединяются между собой в определенном порядке и образуют фазы обмотки статора.
Для уменьшения добавочных потерь выводные концы катушек можно транспонировать на 180* скручиванием их в одном месте. Аналогично транспонируют соединения между катушечными группами одной фазы, расположенными под разными полюсами.
Стержневая обмотка состоит из стержней полукатушек, содержащих только один виток. Каждый стержень для уменьшения добавочных потерь изготавливается из отдельных изолированных элементарных проводников, полностью транспонированных на длине пазовой части обмотки, а для генераторов большой мощности — также и лобовой части.
Изоляция стержней выполняется из термореактнвных связующих материалов и соответствует по нагревостойкостн классу F. Термореактивиая изоляция допускает по сравнению с компаундированной более высокую рабочую температуру, обладает большей механической и электрической прочностью, большей теплопроводностью, но требует более прочного уплотнения стержней в пазах и не допускает значительных деформаций стержней при проведении обмоточных работ и при эксплуатации. Соединение стержней между собой производится с помощью хомутиков пайкой серсбросодержащнми припоями. Места соединений стержней (головки) изолируются прессованными коробками с заливкой
Рис. 15.9. Соединение стержней обмотки статора:/ —головки стержней: 2 —хомутики: 3 —прессованные коробкиРис. 15.9. Соединение стержней обмотки статора:/ —головки стержней: 2 —хомутики: 3 —прессованные коробкивнутренней полости компаундами холодного твердения (рис. 15.9).
Рис. 15.9. Соединение стержней обмотки статора:
/ —головки стержней: 2 —хомутики: 3 —прессованные коробки
Рис. 15.9. Соединение стержней обмотки статора:
/ —головки стержней: 2 —хомутики: 3 —прессованные коробки
В отличие от катушечных стержневые обмотки выполняются, как правило, волновыми; в отдельных случаях, особенно при числе полюсов 2р ^ 10, могут применяться и стержневые петлевые обмотки.
Корпусная изоляция стержневой обмотки является одновременно к витковоЙ, ее большая толщина по сравнению с катушечной обмоткой обеспечивает повышение надежности работы и облегчает замену стержней.
По этим причинам в крупных генераторах применяются преимущественно стержневые обмотки. Однако их использование ограничивается силой тока 1250— 2500 А на одну параллельную ветвь или же требует увеличения габаритов генераторов.
Обмотка статора с непосредственным охлаждением водой (рис. 15.10) выполняется с применением
Рис. 15.10. Разрез стержня обмотки статора с непосредственным водяным охлаждением:
I — полые проводники: 2 — сплошные проводники; 3—корпусная изоляция
'не. 15.11. Крепление обмотки статора:обмотка; 2 —бандажные кольца; 3 —соеди-нительные шипы
дых проводников. На концах стержней гаиавлнваются наконечники для подвода ды внутрь стержней и для создания элек- ического контакта между ними. Соеди- нне групп стержней с напорным и слив- IM коллекторами осуществляется с по- лцью изоляционных шлангов.
Крепление обмотки статора (рис. 15.11) юнзводится в пазовой части изоляцнон ями клиньями, в лобовой части с по* □щью вязки стержней шнуром между со- >Л и к бандажным кольцам, которые в рупных генераторах для снижения иагре- а выполняются из немагнитной стали.
Ротор представляет собой вращаю- хуюся часть генератора н выполняет три >азлнчные функции: индуктора, образующего магнитное поле; вентилятора, созда- эщего необходимый напор для вентиляции; лаховнка, обеспечивающего устойчивость >аботы гидроагрегата. Основные части ро- гора — вал, остов, обод, полюсы с обмоткой возбуждения, вентиляторы и тормозные сегменты.
Различия основных конструктивных типов роторов определяются условиями прочности и транспортировки.
При небольших диаметрах ротора используются конструкции, в которых обод я остов составляют единое целое, конструкция представляет собой диски, насаженные непосредственно на вал. Такне роторы применяются для высокооборотных генераторов, устанавливаемых обычно на высоконапорных электростанциях, куда они
доставляются автотранспортом. В этим: случае ограничения накладываются нс только на габаритные размеры ротора, но и на его массу.
При диаметре ротора около 6 м остов выполняется в виде сварного неразъемного барабана, насаженного на вал, а обод — шихтованным из штампованных сегментов, собранных на шпильках в кольцо. При диаметре ротора около 7 м остов представляет собой сварной барабан, состоящий, по условиям транспортировки из двух половин, собираемых на центральной втулке. Для роторов с диаметрами более 8 м применяется остов, состоящий из отдельных спиц, соединяемых с центральной втулкой. Модификация такой конструкции находит использование и при меньших диаметрах роторов, при этом некоторые спицы делаются отъемными (обычно две или четыре диаметрально противоположные спицы) что при диаметре ротора меньше 8 м дает возможность транспортировать остов по железной дороге. Соединение спиц с центральной частью ротора производится с помощью стыковых плит и стяжных шпилек или двух дисков и призонных конических шпилек.
Обод ротора в крупных генераторах^ как правило, шихтованный, собирается вперекрой из отдельных сегментов, отштампованных из стали толщиной 3—4 мм. Сегменты охватывают обычно четыре полюсных деления, в них выштамповываются отверстия для стяжных шпилек, пазы для хвостов полюсов и пазы для клиновых шпонок, которые забиваются с подогревом между ободом ротора и торцевыми брусьями спиц.
По высоте обод ротора делится на отдельные пакеты, между которыми имеются каналы для прохода охлаждающего воздуха.
На торцах обода устанавливаются вентиляторы центробежные или ковшовые, а в очень быстроходных машинах — осевые. Во многих современных гидрогенераторах вентиляторы вообще не устанавливаются, их роль выполняют торцевые- части полюсов и вентиляционные щиты,, устанавливаемые на остове ротора.
Полюсы изготавливают обычно шихтованными из сегментов, штампованных из стали толщиной 1—2 мм. Сегменты стягивают с помощью стальных кованых или литых щек и стяжных шпилек, проходящих через отверстия в.сердечниках. К ободу ротора полюсы крепят одним или несколькими Т-образными хвостами, которые отштамповывают совместно с сердечниками полюсов н расклинивают в соответствующих пазах обода. В отдельных случаях применяют массивные полюсы.
Внешние очертания полюсов (башмаков) выполняют таким образом, чтобы форма поля в зазоре между ротором и статором была по возможности синусои-
дальней. Сердечник полюса изолируют твердопрессованной гильзой из стеклоткани н асбестовой бумаги. Башмак полюса, козырьки щек н обод ротора изолируют от катушек полюсов изоляционными шайбами, изготавливаемыми из стеклотекстолита.
Витки катушки обмотки . возбуждения выполняют из медн прямоугольного профиля или специального профиля (топорик) с большой хорошо обдуваемой воздухом наружной поверхностью, исключающей необходимость снятия наплывов меди на углах в местях изгиба витков. Для изоляции витков обмотки возбуждения служат прокладки из асбестовой бумаги, наклеиваемые с обеих сторон на поверхность меди. Для того чтобы катушки возбуждения плотно прижимались к башмаку полюса, в специальных пазах обода ротора размещены пружины, сжимающие катушку.
В высокооборотных машинах для удерживания катушек возбуждения от тангенциального перемещения применяются распорки, прикрепляемые к ободу ротора, или скобы, прикрепляемые непосредственно к сердечнику полюса для возможности выема полюса без удаления распорки.
Катушки отдельных полюсов соединяются друг с другом последовательно гибкими перемычками из пакетов тонколистовой фосфористой бронзы толщиной около 0,2 мм, что обеспечивает прочность я эластичность соединения. В последнее время широко применяется соединение катушек полюсов с помощью массивных медных шин, располагаемых в закрепляемых на ободе ротора.
Демпферная обмотка, размещаемая в башмаках полюсов, состоит обычно из круглых медных стержней, концы которых впаяны в медные шины-сегменты, соединяемые с помощью компенсаторов из медной фольги. В генераторах с большими центробежными силами межполюсные соединения крепятся к ободу ротора специальными оттяжками.
Вал генератора изготовляют стальным кованым нлн сварнокованым с внутренним отверстием для выпуска воздуха под рабочее колесо радиально-осевой турбины нлн для установки штанг системы регулирования поворотно-лопастных турбин.
Нижний конец пала генератора жестко соединен с валом турбины с помощью фланцевого соединения. Отверстия под при- зонные болты в обоих фланцах валов совместно развертываются при их соединении.
Во фланце одного из валов предусматривается выступ, а во фланце другого — соответствующая ему выточка. В поворотно-лопастных турбинах фланцевое соединение во избежание протечек масла из вала уплотняется резиновой прокладкой, укладываемой в кольцевую канавку специальной формы.
Вал генератора опирается с помощью опорной втулки на диск подпятника. Иногда совместно с валом отковывают колоколообразные шейкп для направляющих подшипников.
Верхняя часть вала, на которой установлены контактные кольца и регуляторный генератор в зонтичных генераторах, чтобы не утяжелять поковку, часто делают надставной.
В современных генераторах зонтичного исполнения часто применяют безвальные конструкции, где вал турбины присоединяют непосредственно к центральной части ротора, а сверху к ней крепят надставку вала.
Токопровод к обмотке возбуждения от контактных колец выполняется изолированными шинами, закрепляемыми на валу и роторе изоляционными зажимами. Если верхний направляющий подшипник расположен ниже контактных колец, токопровод проходит под втулкой подшипника в пазу вала н закрепляется в нем клиньями.
Контактные кольца изготавливаются обычно стальными, скользящий электрический контакт осуществляется электрогра- фитными щетками, укрепленными в щеткодержателе.
Верхняя и нижняя крестови • и ы предназначены прежде всего для восприятия и передачи на фундамент или статор усилий, действующих в осевом и радиальном направлениях. Крестовина, поддерживающая вращающиеся части гидроагрегата, т. е. воспринимающая вертикальные нагрузки, действующие на вал (в генераторах подвесного исполнения верхняя крестовина, в генераторах зонтичного исполнения— нижняя), называется опорной.
Опорные крестовины выполняются двух типов: лучевые и мостовые. При относительно небольших нагрузках (до 7МН) и пролетах до 6,5 м применяются крестовины мостовые с четырьмя лапами. При больших нагрузках применяются крестовины лучевые с большим числом лап.
Мостовая крестовина по конструкции проще лучевой, так как по условиям транспортировки ее не приходится делать разъемной. Однако при больших пролетах мостовые крестовины не применяются из-за недостаточной жесткости в поперечном направлении.
Лучевая крестовина состоит из центральной части, представляющей собой цельносварной барабан, и отъемных лап в виде балок двутаврового сечения, соединенных с центральной частью обычно с помощью стыковых плит и проходных шпилек. Если подпятник расположен на крестовине, то под ним в центральной части помещается массивное поддерживающее кольцо, обеспечивающее равномерную жесткость под всеми опорами сегментов подпятника. Если высота гидроагрегата огра-
пичена, подпятник встраивается в центральную член, лучевой крестовины, которая в этом случае аналогична центральной части мостовой крестовины.
13 отдельных случаях лучевые крестовины находят применение и при малых диаметрах генератора и небольших нагрузках. тогда они выполняются неразъемными к называются крестообразными. Нижняя крестовина в подвесных генераторах и верхняя п зонтичных генераторах являются нсгрузомесущими.
Первая из них служит для нижнего направляющего подшипника, а также во многих случаях для тормозов. Нижняя крестовина с направляющим подшипником должна иметь достаточную радиальную жесткость для передачи нагрузки от подшипника на фундамент. Этому требованию при наименьшей металлоемкости удовлетворяет лучевая крестовина. Поэтому нижняя крестовина генераторов подвесного типа, как правило, выполняется лучевой. В случае необходимости лапы крестовины делаются отъемными, при этом учитываются условия се транспортировки и возможность выема крестовины через расточку статора.
Конструкция верхней крестовины зонтичного генератора аналогична конструкции опорной крестовины генератора подвесного типа с вынесенным подпятником. При отсутствии верхнего направляющего подшипника центральная часть лучевой крестовины выполняется в виде двух дисков, связывающих лапы.
В мощеных генераторах лапы верхней крестовины для обеспечения восприятия усилия от механического и магнитного небалансов упираются в бетонный кожух генератора в радиальном направлении с помощью винтовых домкратов. Верхняя крестовина воспринимает нагрузку также от перекрытия над генератором.
Вследствие больших значений махового момента гидроагрегата и протечек воды через направляющий аппарат турбины гидроагрегат после отключения от сети и закрытия направляющего аппарата может вращаться продолжительное время. Длительное вращение ротора при малых скоростях, а значит, при ухудшенных условиях смазки подпятников может вызвать большой износ подпятника и даже аварию. Чтобы избежать этого, производят торможение гидроагрегата перед остановкой.
Торможение осуществляется устанавливаемыми на нижней .крестовине или фундаменте пневматическими тормозами поршневого типа с резиновыми манжетами и с колодками из фрикционного и теплостойкого материала, например из ретинакса. При торможении колодки упираются в тормозные сегменты, укрепленные на ободе или остове ротора. Для торможения применяется сжатый воздух давлением 0.7 ± 0.1 МПа. Тормозная
Рис. 15.12. Тормозная система гидроагрегата:
I — тормозные сегменты; 2— тормозные колодки
система гидроагрегата (рис. 15.12) служит также для подъема ротора. Так как для этого требуются большие усилия, в тормозную систему подается масло под давлением с помощью специального передвижного или стационарного насоса высокого давления. Высота подъема ротора (до 20 мм) определяется вертикальными зазорами в подпятнике между сегментами и упорами. Давление на поверхность поршня тормозов-домкратов при этом не должно быть более 12 МПа.
В последние годы помимо механического торможения находит применение электрическое торможение, при котором после отключения от сети и развозбужде- нпя гидрогенератора обмотка статора замыкается накоротко н генератор возбуждается от независимого источника напряжения (например, от трансформатора собственных нужд ГЭС через тиристорный преобразователь). Ток в цепи статора во время торможения обычно близок номинальному. Электрическое торможение может быть начато при частоте вращения, составляющей 0,4—0,5 номинальной частоты. Тормоза используются только в конце процесса торможения, а также в случаях, когда электрическое торможение нельзя применить, — при повреждениях в цепях статора и ротора, при исчезновении питания собственных нужд станции.
подпятники
И НАПРАВЛЯЮЩИЕ ПОДШИПНИКИ
.Подпятник наряду с обмотками является наиболее ответственной частью генератора. Подпятник воспринимает вес вращающихся частей гидроагрегата и осевую составляющую реакции воды и передаст нагрузку на фундамент.
В современных генераторах применяются подпятники на жесткой опоре, состоящие из вращающегося диска-пяты и неподвижных сегментов — соб-
Рис. 15.13. Подпятник на жесткой опоре:
/ — диск: 2 — сегмент; J — тарельчатая опора; 4— опорныЛ болт
ственно подпятника (рис. 15.13). Диск представляет собой кольцо, связанное с валом втулкой. В подвесных генераторах это отдельная втулка, в зонтичных — втулка ротора. Поверхность трения кольца, так называемое зеркало, полируется до чистоты, соответствующей восьмому классу, отклонение от плоскостности и параллельности поверхностей диска не превышает 0,03 мм. Материалом для диска служат поковки из стали 45. Для защиты от подшипниковых токов диск подпятника, а также штифты н болты, с помощью которых он крепится к втулке, изолируются.
Поверхность стальных сегментов покрыта слоем баббита марки Б83. В отдельных случаях баббит наносится на предварительно омедненную поверхность сегмента, что обеспечивает лучшее сцепление баббита с телом сегмента и более интенсивную отдачу теплоты от поверхности трения.
В настоящее время в отечественной практике широко распространена облицовка сегментов подпятника фторопластом. Сегмент такого типа, получивший название эластичного металлопластмассового (ЭМП) сегмента, состоит из стального основания и антифрикционного элемента. Антифрикционный элемент, образованный из опрессованной бронзовой проволоки с нанесенным на нее покрытии из фторопласта Ф4 средней толщиной 1,5—2,5 мм, припаивается к стальному основанию оловяннстым припоем.
Для уменьшения тепловых деформаций применяются сегменты, разделенные по толщине на два слоя с большим тепловым сопротивлением стыка. Верхний рабочий сегмент относительно тонкий, нижний — массивный, его температура близка температуре окружающей среды и равномерна по всей толщине слоя.
При большом ударном тепловыделении на поверхности трения, т. с. при больших нагрузках и окружных скоростях вращения, может быть использовано непосредственное охлаждение водой, циркулирующей по медному змеевику в теле сегмента. Последний в этом случае выполняется ли
тым из латуни, имеющей температуру плавления ниже, чем медь.
Положение сегментов ограничено упорами на корпусе подпятника. Сегмент лежит на тарельчатой эластичной опоре, компенсирующей возможную неравномерность нагрузки между отдельными сегментами и биение диска при вращении, а также обеспечивающей минимальный прогиб сегмента. Тарельчатая опора опирается на сферическую поверхность опорного болта, ввернутого в приваренную к основанию подпятника гайку. Тем самым достигается принцип самоустанавливаипя сегментов в положение, иаивыгодиейшее для образования масляной пленки между поверхностями трения. Верхняя часть болта изготавливается в виде отдельного вкладыша из высокопрочной стали. Регулировкой опорных болтов достигается равномерное распределение нагрузки между сегментами. Для облегчения образования масляной пленки центр сегмента сдвинут против вращения относительно опорного болта примерно на 1/10—1/20 ширины сегмента.
Наряду с описанной выше конструкцией подпятника на регулируемых винтовых опорах широкое применение находят подпятники на гидравлических опорах, в которых тарельчатые опоры сегментов установлены па сильфонах, заполненных маслом (рис. 15.14). Внутренние полости сильфонов соединены между собой, и давление масла в них одинаково, благодаря этому нагрузки на сегменты при неподвижном подпятнике практически одинаковы. При вращении выравнивание нагрузки между сегментами полностью не достигается, так как масло в системе не успевает перетекать при быстрых колебаниях нагрузки на сегменты.
При нагрузках 30 МН и более применяется двухрядный подпятник, в котором сегменты расположены в двух копиептри ческих рядах, что позволяет уменьшить нагрузку на один опорный болт, размеры сегментов, а следовательно, и их деформации. Опоры двух смежных сегментов наружного и внутреннего рядов установлены на балансире в виде призматического бруса, опирающегося на цилиндрическую опо-
Рнс. 15.14. Подпятник на гидравлическойопоре:
/ — диск; 2—сегмент; 3 — сильфон
ру. закрепленную в корпусе. Распределение нагрузки между рядами сегментов производится регулировкой опорных болтов наружного ряда.
Среднее давление на поверхность трепля одного сегмента составляет обычно около 4 МПа, в высоконагруженных под- пятнкках око достигает 6 МПа. Нагрузка на один опорный болт не превышает 1Л МН. В подпятниках, сегменты которых имеют баббитовое покрытие, в первую очередь в подпятниках с тяжелыми пусковыми условиями и особенно с удельным давлением от веса вращающихся частей гидроагрегата более 2,2 МПа, предусматривается принудительная подача масла под давлением (до 10—12 МПа) на плоскость трения при пусках и остановках. Для осуществления такой подачи масла в сегментах подпятника предусматриваются отверстия, выходящие на поверхность трения. Подача масла производится через обратный клапан, чтобы после отключения насоса давление в масляном клине не падало.
Корпус подпятника крепят к днищу масляной ванны пли к верхнему диску опорной крестовины. Для охлаждения и смазки подпятника применяют минеральное масло, заполняющее ванну подпятника. Циркулируя под воздействием вращающегося диска, масло охлаждает сегменты и диск и отдает выделяющуюся на поверхности трения теплоту трубчатым маслоохладителям, по которым протекает техническая вода. В маслоохладителях используются гладкие латунные и томпаковые трубки диаметром 17—19 мм; на 1 кВт потерь в подпятнике принимается 3,5—4,5 трубки. В тех случаях, когда разместить необходимое число трубок маслоохладителей в ванне не представляется возможным, а в технической воде содержатся абразивные частицы л агрессивные примеси, способные разрушить материал трубок, применяется выносная система охлаждения с принудительной циркуляцией масла.
Ряс. 15.15. Направляющий подшипник:Ряс. 15.15. Направляющий подшипник:/ —сегмент; 3— опорный болт; 3— гайке/ —сегмент; 3— опорный болт; 3— гайке
Ряс. 15.15. Направляющий подшипник:
Ряс. 15.15. Направляющий подшипник:
/ —сегмент; 3— опорный болт; 3— гайке
/ —сегмент; 3— опорный болт; 3— гайке
При нормальных условиях эксплуатации направляющие подшипники не воспринимают сколько-нибудь значительных нагрузок. Однако возможно аварийное состояние (двойное замыкание на корпус обмотки части полюсов ротора), при котором возникают одностороннее притяжение ротора к статору и значительные нагрузки на подшипник.
Направляющие подшипники в современных генераторах выполняются исключительно с самоустанавливающимися сегментами. Сегменты в радиальном направлении опираются на регулировочные опорные болты, ввинченные в отдельные втулки, которые запрессованы в корпус подшипника (рис. 15.15). Опора сегмента, так же как и в подпятнике, смещается от середины против вращения для облегчения поворота сегмента и образования масляного клина. Поверхность сегментов облицовывается баббитом марки Б16.
Шейка вала имеет в пределах подшипника форму колокола, под который входит внутренняя часть масляной ванны — выгородка.
Сегменты подшипника погружаются в масло на 1/3—1/2 своей высоты. Благодаря давлению, развивающемуся в масляном клине между сегментом и шейкой, масло растекается по всей поверхности сегмента и обеспечивает смазку непогруженной части подшипника.. Смазка производится также через радиальные отверстия в шейке, работающие как центробежный насос. Масло, циркулирующее в ванне, охлаждается встроенными в нее трубчатыми маслоохладителями. Сегменты всех подшипников изолируются.
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
В подавляющем большинстве случаев генераторы выполняются с системой косвенного воздушного охлаждения. Воздух, охлаждаемый в воздухоохладителях, циркулирует по замкнутому циклу и утилизирует тепловые потери, охлаждая поверхности расточки и вентиляционных каналов серденичка статора, обмотки статора, полюсных башмаков и катушек обмотки возбуждения.
Давление воздуха, необходимое для преодоления аэродинамического сопротивления каналов в генераторе, воздухоохладителях и воздухоподводящнх каналах пне генератора, создается вращающимся ротором и установленными на его торцах вентиляторами.
Принцип самовентиляцни генератора осуществляется до тех пор, пока расход воздуха оказывается достаточным для охлаждения. При малых окружных скоростях вращения ротора может оказаться необходимым переход к принудительной вентиляции.
При наиболее распространенной схеме самовентиляцни по замкнутому циклу на-
гретый в активных частях машины воздух выходит из вентиляционных каналов сердечника в полость корпуса статора, далее через воздухоохладители направляется двумя раздельными потоками мимо торцов статора и вновь засасывается вентилирующим действием ротора.
Воздухоохладители, размещаемые вокруг генератора, присоединяются к корпусу статора непосредственно или через патрубки шириной около 400 мм. Последние способствуют выравниванию скоростей воздуха по поверхности охладителей. В боковых стенках патрубков предусматриваются двери, через которые можно попасть внутрь корпуса для осмотра как самих охладите-, лей, так н креплений сердечника статора к корпусу.
В случае, если генератор работаете отбором горячего воздуха для обогрева машинного зала (допускается обычно отбор до 15 % суммарного расхода воздуха через генератор), необходимо обеспечить подачу соответствующего количества воздуха для компенсаций отбора. Горячий воздух выводят из патрубков воздухоохладителей через специальные отверстия или из корпуса статора по специальным кожухам и затем через верхнее перекрытие генератора в машинный зал.
Воздухоохладители подключены обычно параллельно к концевым водопроводам с помощью патрубков с - задвижками для возможности независимого отключения каждого из них при неисправностях.
Наибольшая скорость воздуха в каналах вне генератора не должна превышать 5 м/с, падение давления воздуха вне генератора н воздухоохладителей не должно превышать 0,1 кПа. Необходимый расход воздуха через генератор, м3/с, определяется по формуле
cv де ’
(15.1)(15.1)где ДР — суммарные потери в генераторе, отводимые воздухом, кВт; су — удельная объемная теплоемкость воздуха: су = = 1,1 кВт/(м3 • с—* • “С1); Ав — перегрев воздуха в генераторе, обычно принимается Ав —25 °C.
(15.1)
(15.1)
В настоящее время для крупных генераторов обычно применяют унифицированные секции воздухоохладителей, перегрев воды в которых составляет/2—3 ’С. Имеется, как показывает зарубежный опыт, значительный резерв в повышении значения этого перегрева и, следовательно, в снижении расхода воды на охлаждение генераторов. В гидрогенераторах малой мощности иногда применяется разомкнутая система вентиляции.
Принудительное охлаждение находит применение прежде всего в гидрогенераторах очень большой мощности — до нескольких сот тысяч киловатт,
в крупных генераторах с высокой номинальной частотой вращения, в капсульных н некоторых обратимых двигателях-генераторах. Чаще всего используются жидкостные системы непосредственного охлаждения обмоток и сердечников. Применение этих систем, характеризующихся большой эффективностью и экономичностью, позволило повысить удельные электромагнитные и тепловые нагрузки машин и повысить их единичную мощность. При этом в гидрогенераторах в качестве охлаждающего агента используется вода.
Практически реализованы конструктивные схемы непосредственного водяного охлаждения всех основных элементов, в которых выделяются значительные потерн,— обмоток статора и возбуждения, шинопроводов, сердечников статора и полюсов ротора, демпферной обмотки, нажимных гребенок статора. Решение о целесообразности перехода к системам непосредственного водяного охлаждения принимается при проектировании каждой новой мощной машины с учетом предъявляемых к ней технических требований и конкретных условий, степени усложнения конструкции машины и ее эксплуатации.
Во многих случаях осуществляются системы охлаждения смешанного типа, в которых для одних, наиболее Напряженных в тепловом отношении элементов используется непосредственное водяное охлаждение, для других — воздушное. Примером могут служить крупнейшие гидрогенераторы Саяно-Шушенской и Красноярской ГЭС, в которых обмотки и шины обмотки статора охлаждаются непосредственно водой, обмотки возбуждения имеют форсированное воздушное охлаждение, причем форсирование охлаждения достигается выполнением поперечных каналов в витках катушек полюсов, а остальные элементы конструкции имеют традиционное косвенное воздушное охлаждение.
Внешняя система циркуляции дистиллята (рис. 15.16) включает водяные насосы, теплообменники, фильтры механической очистки, магнитные фильтры, ионообменный фильтр, водяной бак, а также контрольно-измерительные приборы, средства защиты и сигнализации. Все бяки, трубопроводы, арматура и измерительные приборы замкнутой циркуляционной системы выполняются из пекорроднрующих материалов. Подача дистиллята в обмотку осуществляется двумя центробежными насосами с электродвигателями переменного тока, из которых один — рабочий, а другой— резервный. Для контроля за циркуляцией дистиллята устанавливаются расходомеры, работающие по схеме «два из трех» н имеющие обычно две уставки: «на сигнал» — при снижении расхода до 80 % и «на останов»—до 50 % номинального значения расхода.
1010у-^к^Охлахдающая бодау-^к^Охлахдающая бодаZZ1111Опт магистрали. дистиллированной. СовыОпт магистрали. дистиллированной. СовыРис. 15.16. Схема циркуляции дистиллята:Рис. 15.16. Схема циркуляции дистиллята:7 —статор генератора; 2 — фильтр механической очистки; 3 — теплообменник; 4 — циркуляционный насос: 5 — ионообменный фильтр U-образной формы; 6— ионообменный фильтр; 7 — азотная установка; 4 — газоструйный эжектор; 9—водяной бак: 10—бачок для введения реагента в дистиллят: Н — емкость для введения реагента в бачок7 —статор генератора; 2 — фильтр механической очистки; 3 — теплообменник; 4 — циркуляционный насос: 5 — ионообменный фильтр U-образной формы; 6— ионообменный фильтр; 7 — азотная установка; 4 — газоструйный эжектор; 9—водяной бак: 10—бачок для введения реагента в дистиллят: Н — емкость для введения реагента в бачокИз насоса дистиллят попадает в водяные теплообменники, где охлаждается до необходимой температуры, а затем в сетчатые фильтры механической очистки, магнитные фильтры, где очищается от случайных ферромагнитных частиц, а затем поступает в обмотку и далее в водяной бак в вновь к насосам. В водяном баке поддерживается небольшое избыточное давление азота для предотвращения попадания в дистиллят воздуха. Снижение до минимума содержания в дистилляте углекислого газа СО, и кислорода О, имеет особенно важное значение, так как именно этим в значительной мере определяется интенсивность протекающих в каналах проводников химических процессов. Поэтому в современных системах водяного охлаждения мощных гидрогенераторов применяются различные способы дегазации и декарбонизации дистиллятов.
10
10
у-^к^Охлахдающая бода
у-^к^Охлахдающая бода
Z
Z
11
11
Опт магистрали. дистиллированной. Совы
Опт магистрали. дистиллированной. Совы
Рис. 15.16. Схема циркуляции дистиллята:
Рис. 15.16. Схема циркуляции дистиллята:
7 —статор генератора; 2 — фильтр механической очистки; 3 — теплообменник; 4 — циркуляционный насос: 5 — ионообменный фильтр U-образной формы; 6— ионообменный фильтр; 7 — азотная установка; 4 — газоструйный эжектор; 9—водяной бак: 10—бачок для введения реагента в дистиллят: Н — емкость для введения реагента в бачок
7 —статор генератора; 2 — фильтр механической очистки; 3 — теплообменник; 4 — циркуляционный насос: 5 — ионообменный фильтр U-образной формы; 6— ионообменный фильтр; 7 — азотная установка; 4 — газоструйный эжектор; 9—водяной бак: 10—бачок для введения реагента в дистиллят: Н — емкость для введения реагента в бачок
В процессе эксплуатации периодически включается ионообменный фильтр, используемый для обессоливания воды и поддержания высокого удельного электрического сопротивления дистиллята. Минимально допустимое значение удельного электрического сопротивления дистиллята, по достижении которого подается предупреждающий сигнал, в соответствии с ГОСТ 5616—81 составляет 200 кОм-см. Включением ионообменного фильтра достигается увеличение удельного сопротивления дистиллята до 400—500 кОм см и выше.
Обычно оговаривается, что дистиллят должен быть нейтральным по отношению ко всем материалам водяного тракта, в контакте с которыми находится. Это соответствует pH = 6.5 ^-9,2. содержание СО2 до 30 мкг/л, О2 до 50 мкг/л.
Надежность работы системы циркуляции дистиллята обеспечивается контрольно- измерительными устройствами, светозвуковой технологической сигнализацией и авто
матикой. Автоматически контролируются работа насосов, уровень дистиллята и давление в баке, подача, давление и температура дистиллята на входе и выходе обмоток, температура всех параллельных по ходу воды ветвей в обмотке статора.
При нахождении гидрогенератора в резерве во избежание окисления внутренней поверхности полых проводников и образования на нем отложений циркуляция дистиллята не прекращается.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХРАЗМЕРОВ
Основные размеры и габариты гидрогенераторов зависят от размеров их активной части — диаметра расточки D(, длины активной стали с т а т о - р a It, которые зависят от мощности и частоты вращения генератора. Методика определения Dt и It приведена в § 14.2. Кроме того, основные размеры изготовленных гидрогенераторов даны в § 15.8.
Согласно ГОСТ 5616—81 используется следующая структура условного обозначения типа гидрогенераторов:
Гидрогенератор s х х 5оо^”хх хххХ
Вид (С — синхронный)
Рабочее положение (В — вертикальное)
Модификация (основное исполнение — без цифрового обозначения)
Размеры сердечника статора: в числителе наружный диаметр, см; в знаменателе длина активной стали, см
Число полюсов .....
Климатическое исполнение по ГОСТ 15150-69
Таким образом, основные размеры сердечника статора могут быть определены по условному обозначению гидрогенератора. Длина активной стали 1? может быть найдена также пересчетом, сели известна // для другого гидрогенератора, выполненного при тон же или близкой к частоте вращения:
при той же частоте вращения
(15.2)
при близкой частоте вращения
<i5-2a>
где Рц, Рц— мощность гидрогенераторов, кВ-A; n!f па— частота вращения, об/мин.
Диаметр корпуса статора DKl м (см. рис. 14.7), приближенно можно определить по формуле
DK = (1,12 + 1,15) DQ, (15.3) где Do — наружный диаметр сердечника статора, м, известный по типу гидрогенератора.
В пространстве между корпусом статора и шахтой располагаются воздухоохладители с патрубками, ширина которых соответственно равна 0,35 и 0,3 м. Кроме того, необходимо обеспечить проход шириной 0,5—0,6 м для обслуживающего персонала.
Таким образом, диаметр шахты, м, статора гидрогенератора (при условии, если воздухоохладители снабжены патрубками, служащими для возможности доступа в статор без съема воздухоохладителей) равен:
/)ш = ^+.(2,3 4- 2,5);(15.4)
если патрубки не предусматриваются, то
^ш — ^кЧ- (1.7 + 1,9).(15.5)
Внутренний диаметр масляной ванны подпятника, м, определяется диаметром фланца турбины Оф (для гидрогенераторов зонтичного исполнения) или диаметром вала гидрогенератора Ош (для всех других типов):
О.н"°ф + 0'1'(|5-6)
или
Т^вн ”■ Ds 4-0,1.
В машинах с достаточно низкими частотами вращения в ряде случаев оказывается необходимым искусственно увеличивать внутренний диаметр по сегментам подпятника для достижения приемлемого значения средней толщины Масляной пленки на плоскости трения (А/ = 40 мкм для сегментов с баббитовым покрытием и 30 мкм для сегмента с ЭМП покрытием).
Наружный диаметр по сегментам подпятников, м, ориентиро
вочно равен:
° ИVD™+ Ьб-Ю^/’о./р) ,(15.7)
где Рос—суммарная осевая нагрузка на подпятник, МН; р— удельное давление на плоскость трения, кПа.
Для сегментов с баббитовым покрытием 2,5 ^ р ^ 4,5 МПа, в среднем обычно принимается р = 4 МПа. Для сегментов с ЭМП покрытием удельное давление в среднем может быть повышено до 6.5 МПа.
Диаметры масляной ванны внутренний (диаметр выгородки) DWUT и наружный Ом. ж, м, могут быть ориентировочно определены следующим образом:
°.ыг = °ф + °-05-(15.8)
ИЛИ
^выг - ов 4- 0,05;(15.9)
Он.з«Он4 1.1 при Рос^ 12МН; Ом. В = Он 4- 1.7 при Рое > 12МН. Увеличение диаметра масляной ванны высоконагружных подпятников объясняется необходимостью перехода к использованию маслоохладителей больших размеров.
Объем масла в ванне подпятника. м3. равен:
V - 0,68 (Dt, - О’ыг). (15.10) Масса подпятника, т, mnn-3.8(D^.,-^Hr). (15.11)
Приближенные формулы для определения размеров ротора приведены в § 14.3.
Масса р о т о р а, т, может быть ориентировочно принята равной:
тр — (0,5 ± 0,05) т, (15.12}
где т — общая масса генератора, т.
Параметры тормозной системы определяются по заданным параметрам генератора и гидроагрегата в целом.
Усилие, которое может развивать один тормоз, МН, равно:
(15.13)
4
где d— диаметр поршня, м (в стандартных тормозах d = 0,22 м); рт— давление воздуха в системе, МПа.
Число тормозов, необходимое для
торможения
0,3),
h_ 10"5
F^qD-r
(при коэффициенте трения(при коэффициенте тренияIns . 65PS \842/т + пн )*Ins . 65PS \842/т + пн )*(15.14)(15.14)где D^ — средний диаметр расположения тормозов, м; / — динамический момент инерции гидроагрегата, кг-м1; ля, пТ— номинальная н начальная частота вращения
(при коэффициенте трения
(при коэффициенте трения
Ins . 65PS \842/т + пн )*
Ins . 65PS \842/т + пн )*
(15.14)
(15.14)
Тип воздухоохладителяТепловоft поток, кВтРАСХОД воздуха, м'/сРасход воды, м’/сТемператураохлаждающего воздуха. *Сохлаждающей воды. *СBO7G/I010-5852-761,5-410,5-28,830354045ВО115/1510-5078-1152,2—6,215,7-43,130354045BOI58/1510-60108-1583,4—8,521,5-50,330354045ВО 194/2510-61133-1944,0—10,231,3-8630354045ВО267/2510-62184 -2676,4 — 13,843,1 — 118,830354045ВО 165/2200-68109-1653,5—8,815,7-43,130354045ВО204/2010-70139-2045,0-12,632—6030354045ВО-146/1510-7114657030354045ВО-240/2600-55240126230354045ВО-188/2200-561887,54430354045ВО-125/1600-811256,64430354045Тип воздухоохладителяТепловоft поток, кВтРАСХОД воздуха, м'/сРасход воды, м’/сТемператураохлаждающего воздуха. *Сохлаждающей воды. *СBO7G/I010-5852-761,5-410,5-28,830354045ВО115/1510-5078-1152,2—6,215,7-43,130354045BOI58/1510-60108-1583,4—8,521,5-50,330354045ВО 194/2510-61133-1944,0—10,231,3-8630354045ВО267/2510-62184 -2676,4 — 13,843,1 — 118,830354045ВО 165/2200-68109-1653,5—8,815,7-43,130354045ВО204/2010-70139-2045,0-12,632—6030354045ВО-146/1510-7114657030354045ВО-240/2600-55240126230354045ВО-188/2200-561887,54430354045ВО-125/1600-811256,64430354045Таблица 15.1. Основные параметрыТаблица 15.1. Основные параметрыПримечание. В апамеиателе укааапы параметры для более высоких значенил температурыПримечание. В апамеиателе укааапы параметры для более высоких значенил температурытормозов к4-Ю~Чрnkd1тормозов к4-Ю~Чрnkd1(16.15)(16.15)Аэродинамическое сопротивление.10 ПаГидравлическое сопротивление.10* ПаНаибольшее рабочее давление. 10* ПаМасса, кг8,3-41.514,5-8,30,21-0,81234507,6—44,912,8—900.24-0.7735619,0—45,417,0—910.24-0,7737219,0—44,216,5—870,34-0,893727 '9,0—43,518,5—870,34—0,89393410,0—5716,5—870,38-1,36363011,5—55,521 — 1140,42—0,9637872133,50,3136542147,82,33112518,426,31.33105520281,22810охлаждающих воздуха я воды.Аэродинамическое сопротивление.10 ПаГидравлическое сопротивление.10* ПаНаибольшее рабочее давление. 10* ПаМасса, кг8,3-41.514,5-8,30,21-0,81234507,6—44,912,8—900.24-0.7735619,0—45,417,0—910.24-0,7737219,0—44,216,5—870,34-0,893727 '9,0—43,518,5—870,34—0,89393410,0—5716,5—870,38-1,36363011,5—55,521 — 1140,42—0,9637872133,50,3136542147,82,33112518,426,31.33105520281,22810охлаждающих воздуха я воды.унифицированных воздухоохладителейунифицированных воздухоохладителей
Тип воздухоохладителя
Тепловоft поток, кВт
РАСХОД воздуха, м'/с
Расход воды, м’/с
Температура
охлаждающего воздуха. *С
охлаждающей воды. *С
BO7G/I010-58
52-76
1,5-4
10,5-28,8
30
35
40
45
ВО115/1510-50
78-115
2,2—6,2
15,7-43,1
30
35
40
45
BOI58/1510-60
108-158
3,4—8,5
21,5-50,3
30
35
40
45
ВО 194/2510-61
133-194
4,0—10,2
31,3-86
30
35
40
45
ВО267/2510-62
184 -267
6,4 — 13,8
43,1 — 118,8
30
35
40
45
ВО 165/2200-68
109-165
3,5—8,8
15,7-43,1
30
35
40
45
ВО204/2010-70
139-204
5,0-12,6
32—60
30
35
40
45
ВО-146/1510-71
146
5
70
30
35
40
45
ВО-240/2600-55
240
12
62
30
35
40
45
ВО-188/2200-56
188
7,5
44
30
35
40
45
ВО-125/1600-81
125
6,6
44
30
35
40
45
Тип воздухоохладителя
Тепловоft поток, кВт
РАСХОД воздуха, м'/с
Расход воды, м’/с
Температура
охлаждающего воздуха. *С
охлаждающей воды. *С
BO7G/I010-58
52-76
1,5-4
10,5-28,8
30
35
40
45
ВО115/1510-50
78-115
2,2—6,2
15,7-43,1
30
35
40
45
BOI58/1510-60
108-158
3,4—8,5
21,5-50,3
30
35
40
45
ВО 194/2510-61
133-194
4,0—10,2
31,3-86
30
35
40
45
ВО267/2510-62
184 -267
6,4 — 13,8
43,1 — 118,8
30
35
40
45
ВО 165/2200-68
109-165
3,5—8,8
15,7-43,1
30
35
40
45
ВО204/2010-70
139-204
5,0-12,6
32—60
30
35
40
45
ВО-146/1510-71
146
5
70
30
35
40
45
ВО-240/2600-55
240
12
62
30
35
40
45
ВО-188/2200-56
188
7,5
44
30
35
40
45
ВО-125/1600-81
125
6,6
44
30
35
40
45
Таблица 15.1. Основные параметры
Таблица 15.1. Основные параметры
Примечание. В апамеиателе укааапы параметры для более высоких значенил температуры
Примечание. В апамеиателе укааапы параметры для более высоких значенил температуры
тормозов к4-Ю~Чрnkd1
тормозов к4-Ю~Чрnkd1
(16.15)
(16.15)
Аэродинамическое сопротивление.
10 Па
Гидравлическое сопротивление.
10* Па
Наибольшее рабочее давление. 10* Па
Масса, кг
8,3-41.5
14,5-8,3
0,21-0,812
3
450
7,6—44,9
12,8—90
0.24-0.77
3
561
9,0—45,4
17,0—91
0.24-0,77
3
721
9,0—44,2
16,5—87
0,34-0,89
3
727 '
9,0—43,5
18,5—87
0,34—0,89
3
934
10,0—57
16,5—87
0,38-1,36
3
630
11,5—55,5
21 — 114
0,42—0,96
3
787
21
33,5
0,31
3
654
21
47,8
2,3
3
1125
18,4
26,3
1.3
3
1055
20
28
1,2
2
810
охлаждающих воздуха я воды.
Аэродинамическое сопротивление.
10 Па
Гидравлическое сопротивление.
10* Па
Наибольшее рабочее давление. 10* Па
Масса, кг
8,3-41.5
14,5-8,3
0,21-0,812
3
450
7,6—44,9
12,8—90
0.24-0.77
3
561
9,0—45,4
17,0—91
0.24-0,77
3
721
9,0—44,2
16,5—87
0,34-0,89
3
727 '
9,0—43,5
18,5—87
0,34—0,89
3
934
10,0—57
16,5—87
0,38-1,36
3
630
11,5—55,5
21 — 114
0,42—0,96
3
787
21
33,5
0,31
3
654
21
47,8
2,3
3
1125
18,4
26,3
1.3
3
1055
20
28
1,2
2
810
охлаждающих воздуха я воды.
унифицированных воздухоохладителей
унифицированных воздухоохладителей
■при торможении, об/мин; /т— время торможения, мин; Р«—полная мощность генератора, кВ-А.
Давление масла р«, МПа, необходимое для подъема вращающихся частей гидроагрегата общей массой т.р, кг, при выбранном числе '
Рм —
Желательно, чтобы р, не превышало 12 МПа. Если это требование пе удовлетворяется, следует увеличить число тормозов к.
В ряде случаев при торможении из-за сильного трения наблюдается нагревание тормозных сегментов и повышенный износ, колодок.
Момент сил трения при торможении, МН-м,
Мт —ОЛбЕ^Оу. (15.16)
Время торможения гидроагрегата, с,
/т—0,105, lhT. (16-17)
(Мт — Мпр) • io
где Мир — момент от протечки воды при закрытом направляющем аппарате, равный:
Л1пр = 0,01 AfH0M = 0,975- 10~<Р,. (15.18)
Момент сил трепня за время торможения, МН-м,
Л1тр. т — 0,0525Мт<тпт.(16.19)
При среднем диаметре тормозного кольца D, и его ширине 6, м, удельный момент сил трения, МН/м,
М^т-=Мтр.т/лОтЬ. (15.20)
В изготовленных гидрогенераторах удельный момент сил трения при торможении находится в пределах 4—12 МН/м. В тех случаях, когда это значение приближается к максимальному пределу или превосходит его, желательно начинать торможение с меньшей частоты вращения.
В системе пожаротушения давление воды р, которое необходимо иметь в точках подвода к кольцевым трубам, принимают в пределах 0,3—1 МПа. По выбранному давлению можно определить расход воды, л/с, через одно сопло:
<?=i95.10-3 д/р. (15.21)
Обычно на 1 м длины кольцевой трубы приходится 10—12 сопл.
За рубежом тушение пожара в гидрогенераторах, как правило, производится углекислым газом. При этом исключается опасность увлажнения изоляции и других частей машины и создаются условия для автоматизации системы пожаротушения, но возникает необходимость в герметизации корпуса и перекрытий всего гидрогенератора, что крайне затруднительно для крупных гидроагрегатов и не удовлетворяет требованиям техники безопасности.
В последнее время некоторые фирмы отказываются от устройства системы пожаротушения благодаря внедрению усовершенствованных релейных защит и применению изоляционных материалов с повышенной стойкостью к пожару.
РАСЧЕТ РАСХОДАОХЛАЖДАЮЩЕЙ ВОДЫИ ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЕЙ
Для охлаждения нагретого воздуха в гидрогенераторах с замкнутым циклом вентиляции используются водовоздушпые воз
духоохладители, выбираемые обычно из унифицированного ряда (табл. 15.1). В отдельных случаях при необходимости разрабатываются новые типы воздухоохладителей. Тип воздухоохладителя обозначается следующим образом: например, ВО104/2510- 61-Н-УХЛ4, где ВО — воздухоохладитель, в числителе дроби — тепловой поток (максимальный) в кВт, в знаменателе — расстояние между трубными стенками воздухоохладителя в мм, далее условный индекс разработки, условный индекс исполнения воздухоохладителя в зависимости от рода охлаждающей воды (Н для пресной воды и М для минерализованной и морской), УХЛ4 — климатическое исполнение и категория размещения по ГОСТ 15150—69.
В табл. 15.1 приведены параметры воздухоохладителей для условно принятого номинального режима работы, при котором скорость воды 2 м/с (может изменяться от 0,8 до 3 м/с), скорость воздуха может изменяться от 2 до 7 м/с, разность между температурами нагретой и входящей воды 3 СС (изменяется от 2 до 5 °C), разность между температурами нагретого н охлажденного воздуха 23 °C (может изменяться от 18 до 45”С), разность между температурами охлажденного воздуха и холодной воды 10 °C (по требованию заказчика может быть снижена до 7 °C, для районов с холодным климатом, где температура воды не превышает 20 °C, может быть повышена до 15 °C, при этом тепловой поток увеличивается в 1,25 раза).
Расход технической воды через воздухоохладители, м’/ч,
Q —О.86ДР/Д0, (15.22) где ДР — сумма потерь в гидрогенераторе за вычетом потерь в подпятнике, подшипниках и системе возбуждения, кВт; Д9 — перегрев воды, °C.
Предварительно расход технической воды через воздухоохладители, м’/ч. может быть определен по следующему приближенному выражению:
Q-kP, 100 "^А, (15.23)
где Р. —полная мощность, кВ А; тц«,— КПД гидрогенератора; к — коэффициент пропорциональности, зависящий от климатических условий и резервов по охлаждению, которые предусматриваются проектом, обычно к = (3,5 -т- 6) • 10-1, для районов с особенно низкой температурой охлаждающей воды к = (2,3 Ч- 2,5) • Ю-’.
Расходы охлаждающей воды через маслоохладители подпятника и подшипников могут быть предварительно, до разработки конструкций, найдены по (16.22), если в числитель подставить потери в подшипнике, а в знаменатель — перегрев воды, который в маслоохладителях составляет обычно 1 — 2 °C.
Рис. 15.17. Гидрогенератор Саяно-Шушенской ГЭС:Рис. 15.17. Гидрогенератор Саяно-Шушенской ГЭС:1 — корпус статора; 2 — обод ротора; 3—верхняя крестовина; Г — возбудитель; 5 — направляющий подшипник; 6 — регуляторный генератор: 7—подпятник; 8 — критика турбины; 9 — тормоз; 10—воздухоохладитель1 — корпус статора; 2 — обод ротора; 3—верхняя крестовина; Г — возбудитель; 5 — направляющий подшипник; 6 — регуляторный генератор: 7—подпятник; 8 — критика турбины; 9 — тормоз; 10—воздухоохладитель
Рис. 15.17. Гидрогенератор Саяно-Шушенской ГЭС:
Рис. 15.17. Гидрогенератор Саяно-Шушенской ГЭС:
1 — корпус статора; 2 — обод ротора; 3—верхняя крестовина; Г — возбудитель; 5 — направляющий подшипник; 6 — регуляторный генератор: 7—подпятник; 8 — критика турбины; 9 — тормоз; 10—воздухоохладитель
1 — корпус статора; 2 — обод ротора; 3—верхняя крестовина; Г — возбудитель; 5 — направляющий подшипник; 6 — регуляторный генератор: 7—подпятник; 8 — критика турбины; 9 — тормоз; 10—воздухоохладитель
АВТОМАТИЗАЦИЯГИДРОГЕНЕРАТОРОВ
Устройстю принудите л ь и ий подачи масла под дайленом обеспечивает падежную работу гидрогенераторов в условиях пуска без ограничения по времени после остановки и без подъема ротора перед пуском па тормозах. Масло подастся на поверхность трения сегментов подпятника с баббитовым покрытием.
Автоматическое включение насоса подачи смазки входит в общую схему пуска и остановки гидроагрегата. Разрешение ла пуск и остановку осуществляется ио импульсу от электроконтактного манометра, установленного на вводе маслопровода высокого давления, подающего масло к сегментам подпятника. Там же предусматривается установка обратных клапанов для сохранения давления в масляной пленке после прекращения подачи смазки. Обратные клапаны устанавливаются в каждом сегменте подпятника.
Для контроля за уровнем масла в ваннах подпятника и подшипников устанавливаются сигнализаторы уровня (по два на ванну), один из которых дает сигнал о снижении уровня до минимально допустимого значения по условию сохранения масла на плоскости трения и свидетельствует о значительных протечках масла, а второй дает сигнал о повышении уровня масла сверх нормативного наибольшего значения, что может, например, явиться признаком попадания в ванну охлаждающей воды из маслоохладителей и их соединений при нарушении герметичности водяного тракта.
Торможение гидроагрегатов осуществляется автоматически. Аппаратура механического торможения установлена в щите торможения. Она включает в себя запорный воздушный клапан с электромагнитным приводом и электро- контактные манометры, контролирующие отсутствие давления воздуха в тормозах перед пуском и при работе гидроагрегата, а также наличие давления воздуха в трубопроводах перед запорным клапаном.
Система теплового контроля гидрогенератора обеспечивает автоматическое наблюдение за тепловым режимом машины. Для измерения температуры обмотки статора применяются помехозаши- щенные термопреобразователи сопротивления. При воздушном охлаждении они помещаются между верхним и нижним стержнями в пазовой части сердечника, а их чис: ло определяется числом параллельных ветвей обмотки: на каждую ветвь трех фаз должно быть установлено не менее двух термометров. При водяном охлаждении обмотки статора термометры устанавливаются в каждой параллельной по ходу воды цепи под пазовым клином того стержня, цепи, который является в ней последним, т. е. самым нагретым. Для измерения тем-
пера гуры сердечника статора на дне пазов равномерно ио окружности сердечника помещается шесть термопреобразоиателей сопротивления.
Для сегментов подпятников и направляющих подшипников применяются термо- прсобразоватсли сопротивления, заключенные в оправы различной длины и имеющие головки с резьбой для ввинчивания в тело сегмента. В направляющих подшипниках их помещают в двух или четырех сегментах. а п подпятниках — в каждом сегменте.
Кроме температуры сегментов контролируется температура масла в ваннах подпятника и подшипников, для чего в каждой ванне устанавливаются термопреобразова- тели—до входа масла в маслоохладитель и после пего.
Используемые термопрсобразователи сопротивления представляют собой пластинки толщиной 2—2,5 мм, шириной 10— 17 мм и длиной 200—250 мм, внутри которых запрессована спираль из бифилярио намотанной медной проволоки общим сопротивлением 50 Ом при 0 °C. Вторичным прибором для регистрации температуры служит система автоматического теплокоп- троля, позволяющая практически непрерывно фиксировать температуру по всем контролируемым каналам, сигнализировать о достижении опасного уровня нагрева.
Для наблюдения за температурой охлаждаемого воздуха и равномерностью работы секций на выходе воздухоохладителя устанавливают термометры сопротивления. Кроме того, в двух местах гидрогенератора имеются термометры для измерения температуры горячего воздуха.
Для предупредительной и аварийной сигнализации генератор оборудуется термометрическими сигнализаторами в подпятнике, подшипнике и в зоне горячего воздуха (по 2—4 в каждой зоне). Термосигналнза- тор состоит из трубчатого теплоприемника, наполненного парами летучей жидкости и состоящего из гибкой трубки длиной IQ- 35 мм и прибора вторичного визуального наблюдения с двумя контактами для предупредительной н аварийной уставки температуры. Предупредительный сигнал используется для оповещения дежурного персонала об отклонении от заданного температурного режима в узлах генератора. Сигнал аварийной уставки используется для автоматического изменения режима работы генератора вплоть до его останова. Число первичных датчиков, устанавливаемых в узлах генератора, и наличие прибора вторичного наблюдения определяются в технических условиях на поставку.
Для локализации и тушения пожара на отечественных гидрогенераторах применяется система пожаротушения водой, приводимая в действие, как правило, вручную. Использование автоматики затруднено из-за ненадежности датчиков дистанционного обнаружения пожара и опасно
сти ложного срабатывания устройства, когда гидрогенератор возбужден и находится в работе. Противопожарное устройство считается достаточно эффективным, если при его действии I м8 поверхности лобовых частей обмотки орошается 0,1 л воды в 1 с.
КОНСТРУКЦИИ КРУПНЫХГИДРОГЕНЕРАТОРОВ
В табл. 15.2 и 15.3 приведены основные данные выполненных в последнее время отечественных гидрогенераторов различного исполнения.
Крупнейшим в СССР является гидрогенератор Саяно-Шушснской ГЭС типа СВФ-^^ -42У4 мощностью 711 МВ-А при частоте вращения 142,8 об/мин (рис. 15.17). Максимальная мощность 736 МВ А.
Для достижения высоких технико-экономических показателей, уменьшения габа
ритных размеров и массы в гидрогенераторе осуществлены непосредственное водяное охлаждение обмотки статора и форсированное воздушное охлаждение обмотки ротора. На одном валу с главным генератором размещены вспомогательный генератор, служащий для питания независимой тиристорной системы возбуждения с двумя выпрямительными мостами (рабочим и форсированным), и регуляторный генератор, являющийся датчиком частоты вращения для элсктрогидравлического регулятора гидроагрегата.
Конструктивное исполнение гидрогенератора зонтичное с расположением подпятника на крышке турбины, с одним направляющим подшипником в центральной части верхней крестовины.
Корпус статора гидрогенератора выполнен из шести секторов. Сердечник статора собирается на месте установки в кольцо без стыков. Сегменты собраны вперекрой на клинья и по высоте разбиты на отдельные пакеты, между которыми размещены ди-
222I223
Тип
Ps- 1ЛВ-К
МВт
Ув. кВ
/„. А
C0S ‘Рном
пн, об/мин
пуг* об/мин
/,Н.А
и«- в
’Vex* X
Диаметр расточки, мм
Масса
Нагрузка на пяту. МН
общая, т
статора. т
ротора. т
СВФ-^-42У4
711
640
15,75
26 100
0,9
142,8
280
3500
630
98,3
11 850
1790
530,5
912
32,5
590
500
15,75
21 600
0,85
93,8
180
3770
606
97,9
16 100
1650
400
884
26
ВГС -^-48
282,5
240
15,75
10 360
0,85
125
230
1555
379
98,4
11000
1212
380
620
16,45
СВ-^у-44ХЛ4
253
215
15,75
9280
0,85
136,4
300
2060
260
98,3
10 400
1295
358
644
32,0
СВ-^--60Т
206
175
15,75
7560
0,85
100
210
1400
388
98,1
11 900
1350
354
710
21
СВ-^--96ТВ4
194,5
175
13,8
8150
0,9
75
180
1620
555
98,05
14 190
1470
375
723
33,5
190
17!
15,75
6960
0,9
71,5
180
1720
374
98,2
14 190
1295
330,7
609,5
35
СВ-^-80784
150
135
13,8
6280
0,9
75
225
1500
325
98,3
13 500
1230
342
620
26,2
133,33
120
13,8
5580
0,9
68,2
140
1900
400
97,77
[4 300
1410
356,5
767
34
СВ-^-104УХЛ4
149
91,8
78
13,8
3840
0,85
57,7
119
1185
345
97,9
14 120
925
248,5
470
20,6
Тип
Индуктивное сопротивление, отп. ед.
Активное сопротивление при 75 *С. отн. ед.
Постоянная времени, с
mD1, т-и'*
Диа- корпу- тора. м
Диаметр шахты вокруг генератора. м
Диаметр шахты под генератором, м
Высота генератора от опорной поверхности статора до фланца, м
Высота корпуса статора. м
Полная высота генератора. м
Х1
xd
xd
х?
х"
<7
rl
rf
Td»
Td
СВФ-^-42У4
0,184
1,58
0,43
0,3
0,07
0,31
0,0034
0,00066
8,21
0,143
102
14,8
17,5
9,6
0,125
3,7
8,045
СВФ-^--64
0,202
1,57
0,41
0,3
0,96
0,32
0,0054
0,00096
5,37
0,091
186
19,1
22
11,4
1,3
3.45
8,35
ВГС"У^'48
0,173
1222
0,38
0,25
0,78
0,25
0,0024
0,00030
10,54
0,07
55
13,6
15,7
8,45
-0,82
4,74
6,94
СВ-^--44ХЛ4
0,137
1,05
0,32
0,21
0,6
0,21
0,0024
0,00038
9,6
0,065
45
11,4
16
9,2
0
3,81
7,92
СВ^-бОТ
0,143
1,01
0,33
0,22
0,67
0,23
0,0023
0,00043
822
0,08
73
14,5
17,3
8,8
0,98
3,95
8,76
СВ^..96ТВ4
0,152
0,61
0,31
0,23
0,53
0224
0,003
0,00039
5,56
0,048
too
16,9
19,8
12,5
0,63
3,57
8,35
0,174
1,09
0,37
0,26
0,73
0,27
0,0036
0,00058
6,45
0,062
82
16,9
19,8
12,5
0
3,25
8,15
СВ-^-80ТВ4
0,131
0,85
0,28
022
0.56
022
0,003
0,00039
7,45
0,048
75
16,1
18,5
12,1
-0,605
3,825
6.14
СВ 1500
СВ"200""88
0,093
0,54
0,2
0,15
0,36
0,16
0,0037
0,00036
5227
0,049
100
17,1
20
12,2
2,76
3,4
11,02
СВ-104УХЛ4
149
0,143
0,72
0,29
0,24
0,51
0,29
0,0047
0,00046
5,3
0,06
62
16,5
19
13,8
0,14
2,85
7,42
Продолжение табл. 15.2
Тип
P,. МП-А
'и- МВт
u«- *n
/„. A
" c0' ^kom-
/лн- об/MIUI
Об/мШ1
^.г Л
uw »
^rrtr ^
Диаметр растопки.
Масса, т
Па- грузка
мн'
Общая
статора
ротора
СВ-£1—-20УХЛ4
235
203,5
173
13,8
8515
0,85
300
540
1730
205
98
5900
770
276.1
410
4.8
СВ^--32УХЛ4
144,44
130
10,5
7940
0,9
187,5
330
1600
260
98,1
7200
700
209,2
435
10,5
СВМ-2°Т
127,7
115
11
6700
0,9
300
580
1500
163
98
5300
600
193
309
7.1
107
85,5
13,8
4480
0,8
500
835
1075
176
97,6
3600
424
146,6
182,55
4,6
CB4S-H
68,75
55
10,5
3785
0,8
428,6
700
930
175
97,5
3500
272
90,13
168
4,35
CBW-,6T
66,7
60
11
3510
0,9
375
620
875
172
97,49
4200
425
125,4
221,4
5.0
CI3®-12
65,5
52,4
10,5
3605
0.8
500
910
947
160
97,41
3000
283
83,35
133,5
1.8
“Ф“
63
50,5
10,5
3470
0,8
200
350
915
200
97,7
6600
410
116,2
172
4.5
СП^.ЮУ.
31,25
25
10,5
1720
0,8
375
775
786
115
96,67
3500
230
64,3
НО
2.2
СВ^3.40УХЛ4
31,18
26,5
10,5
1715
0,85
150
290
945
150
97,4
6050
310
78,315
127,85
5,35
Продолжение табл, 15.3
сл
U
Тип
Индуктивное сопротивление, отн. ед
Активное сопротивление при 75 *C. оти. ед.
Постоянная времени, с
inD\ т-м1
Дна-
корпуса статора. м
Диаметр шахты вокруг генератора. м
Диаметр шахты под генератором.
Высота генератора от опорноА поверхности статора до фланца, м
Вы-
пуса статора.
Полная высота генери-
xt
xd
xd
xd
xd
Г;
rf
Td«
Т" d
710
СВ-^--20УХЛ4
0,109
1,05
0,29
0,18
0,69
0,19
0,0021
0,00024
15,61
0,093
7000
8,7
11,5
8,1
-0,2-
3,95
8,085
СВ^--32УХЛ4
0,143
1,16
0,35
0,22
0,78
0,23
0,0022
0,00054
7,57
0,043
14000
9,2
11,54
5,8
2,36
3,05
10
СВ Ж.сот
0,007
0,86
0,23
0,15
0,54
0,16
0,00305
0,00033
9,0
0,074
4500
7,5
10
4,75
1,777
3,75
11,9
0,117
1,14
0,28
0,18
0,82
0,18
0,002
0,0004
12,0
0,059
910
6,1
8,5
3,8
2,28
2,28
10,98
0,111
U4
0,28
0,19
0,69
0,2
0.0021
0,00038
10,15
0,054
750
5,5
8
2,9
2,25
2,92
10.45
0,084
0,88
0,22
0,13
0,54
0,14
0,00185
0,00037
832
0,048
1520
6,862
8,8
4,1
2,865
2,74
11,515
св#'12
0,096
1,29
0,28
0,16
0.77
0,16
0,0028
0,00047
9,58
0,055
400
5,2
7,8
3,5
2,155
3,51
10,6
СВ-^-30
0,118
1,06
0,27
0,18
0,65
0,18
0,0036
0,00043
8,27
0,044
4500
8,5
10,5
5
1,425
2,6
6,4
СВ^--16У4
0,119
1,22
0,28
0,2
0,73
0,23
0,0030
0,00048
8,55
0,052
550
5,15
6,4
3,3
1,6
2,04
7,25
СВ-^-.40УХЛ4
0,168
1,17
0,34
0,25
0,75
0,27
0,0059
0,00075
6,17
0,038
3080
7,78
9,6
6
1,025
1,025
7,786
станционные распорки, образующие вентиляционные каналы.
Обмотка статора — стержневая, двухслойная волнового типа, с шестью параллельными ветвями в фазе. Изоляция обмотки выполнена на термореактивных связующих.
Ротор гидрогенератора безвальный — центральная часть ротора непосредственно соединяется с помощью фланцев с валом турбины и с надставкой вала, на которой размещены две пары контактных колеи, и регуляторный генератор. К центральной частя ротора крепятся сляды, на которых набирается обод нз штампованных сегментов, выполненных нз высокопрочной листовой стали и стянутых шпильками. Полюсы ротора шихтованные, крепятся к ободу с помощью двух Т-образных расклиненных хвостов.
Катушки обмотки возбуждения сварные, их витки образованы нз двух различных медных полос — обычного прямоугольного н периодического профилей, между которыми организованы поперечные каналы для прохода охлаждающего воздуха.
Верхняя крестовина выполнена с цельносварной центральной частью и отъемными лапами. В центральную часть крестовины встроен направляющий подшипник с маслоохладителями. Подшипник сегментный, в радиальном направлении сегменты опираются на сферическую поверхность винтовых регулируемых опор.
Двухрядный подпятник рассчитан на восприятие нагрузки 32,5 МН, имеет 40 са- моустанавлнвающяхся сегментов с балансирной связью смежных сегментов внутреннего н наружного рядов. Подпятник расположен в масляной ванне, охлаждается встроенными трубчатыми маслоохладителями, снабжен устройством для принудительной подачи масла под давлением на плоскости трения сегментов, которое автоматически включается пря пуске и остановке гидроагрегата.
Для охлаждения активных частей гидрогенератора применены непосредственное водяное охлаждение обмотки статора дистиллятом, циркулирующим по замкнутому контуру, и система самовентнляции с использованием ротора в качестве напорного элемента и охлаждением воздуха в воздухоохладителях, расположенных на корпусе статора. Внешняя система циркуляции дистиллята включает насосы, теплообменники, фильтры механической, магнитной я химической очистки, емкости, средства контроля, зашиты и автоматики.
Для торможения ротора при остановке е подъеме его при ремонтных работах гн- дрогеиератор снабжен 40 тормозами-домкратами, установленными на тумбах фундамента.
Система возбуждения гидрогенератора независимая, тиристорная. На одном валу с гидрогенератором расположен вспомога
тельный генератор, питающий через тиристорный преобразователь обмотку ротора главного генератора. Обмотка статора вспомогательного генератора выполнена с отпайками для питания двух выпрямительных мостов — рабочего я форсирооочного. Два гидрогенератора Саяно-Шушенской ГЭС имеют систему параллельного самовозбуждения.
В качестве регуляторного генератора применен синхронный генератор трехфазного тока с возбуждением от постоянных магнитов. Он предназначен для питания электродинамического регулятора частоты вращения гидроагрегата и электрического реле оборотов.
Примером современного исполнения гидрогенераторов средней мощности являются генераторы ГЭС Сальто Гранде (Аргентина— Уругвай) мощностью 135 МВт, напряжением 13,8 кВ, с частотой вращения- 75 об/мин (рис. 15.18).
Конструктивное исполнение гидрогенератора зонтичное с расположением подпятника на конической подставке, установленной на крышке турбины, с одним направляющим подшипником в центральной частя верхней крестовины. Статор гидрогенератора выполнен из шести частей (для удобства транспортирования). Сердечник статора набирается из штампованных сегментов; холоднокатаной электротехнической стали,, покрытых с обеих сторон изоляционным лаком. Обмотка статора стержневая, волновая, двухслойная. Корпусная изоляция стержней обмотки и перемычек имеет класс кагревостойкостн В. Ротор гидрогенератора состоит нз сварного остова со спицами, обода, набираемого из штампованных сегментов, полюсов с обмоткой возбуждения и' демпферной обмоткой токоподвода от обмотки возбуждения до контактных колец и вала-надставки с втулкой направляющего- подшипника. К нижнему фланцу остова ротора присоединяется вал турбины.
Верхняя крестовина выполнена с цельносварной центральной частью я отъемными лапами. В центральную часть крестовины встроен направляющий подшипник с- маслоохладителями. Подшипник сегментный; в радиальном направлении сегменты опираются на сферическую поверхность, винтовых регулируемых опор.
Двухрядный подпятник рассчитан па нагрузку 26,2 МН, имеет 18 пар самоуста- навливающнхея опорных сегментов, расположенных двумя концентрическими кольцами. В радиальном направлении сегменты через эластичные тарельчатые опоры и регулируемые опорные болты попарно связаны балансирами. Балансиры опираются на цилиндрическую поверхность своих опор. Сегменты подпятника и подшипника облицованы баббитом.
Подпятник расположен в масляной ванне, охлаждается встроенными трубчатыми* маслоохладителями, снабжен устройством*
Рис. 15.18. Гидрогенератор ГЭС Сальто Грапде:\Рис. 15.18. Гидрогенератор ГЭС Сальто Грапде:\/ — сердечник статоре; 1 — остов роторе; 3, 11 — воздухоразделятельные щиты; 4 — верхняя крестовняа; 5— контактные кольца; 6— регуляторный генератор; 1 — подпятник; 8 — масляная ванна; 9 — опора подпятника; 10 — тормоз; II— опора корпуса статора; 13 — воздухоохладители; И— система пожаротушения; /5 —трубы охлаждения направляющего подшипника; 16 — направляющий подшипник/ — сердечник статоре; 1 — остов роторе; 3, 11 — воздухоразделятельные щиты; 4 — верхняя крестовняа; 5— контактные кольца; 6— регуляторный генератор; 1 — подпятник; 8 — масляная ванна; 9 — опора подпятника; 10 — тормоз; II— опора корпуса статора; 13 — воздухоохладители; И— система пожаротушения; /5 —трубы охлаждения направляющего подшипника; 16 — направляющий подшипникдля подачи масла под высоким давлением на плоскости трения сегмента» которое автоматически включается при пуске и остановке гидроагрегата.
Рис. 15.18. Гидрогенератор ГЭС Сальто Грапде:\
Рис. 15.18. Гидрогенератор ГЭС Сальто Грапде:\
/ — сердечник статоре; 1 — остов роторе; 3, 11 — воздухоразделятельные щиты; 4 — верхняя крестовняа; 5— контактные кольца; 6— регуляторный генератор; 1 — подпятник; 8 — масляная ванна; 9 — опора подпятника; 10 — тормоз; II— опора корпуса статора; 13 — воздухоохладители; И— система пожаротушения; /5 —трубы охлаждения направляющего подшипника; 16 — направляющий подшипник
/ — сердечник статоре; 1 — остов роторе; 3, 11 — воздухоразделятельные щиты; 4 — верхняя крестовняа; 5— контактные кольца; 6— регуляторный генератор; 1 — подпятник; 8 — масляная ванна; 9 — опора подпятника; 10 — тормоз; II— опора корпуса статора; 13 — воздухоохладители; И— система пожаротушения; /5 —трубы охлаждения направляющего подшипника; 16 — направляющий подшипник
Для охлаждения активных частей гидрогенератора применена замкнутая система вентиляции с охлаждением воздуха в воздухоохладителях, расположенных па корпусе статора. Для торможения ротора при остановке и подъеме его при ремонтах гидрогенератор снабжен 36 тормозами-домкратами, установленными на тумбах фундамента.
Температурный контроль осуществляется с помощью термометров сопротивления и термосигналнзаторов, установленных в статоре, подпятнике, подшипнике и их масляных ваннах, в зонах горячего и холодного воздуха.
Регуляторный генератор синхронный трехфазного тока с возбуждением от постоянных магнитов предназначен для питания электрогидрявлического регулятора скорости вращения гидроагрегата.
Возбуждение гидрогенератора выполняется по схеме тиристорного самовозбуждения с питанием тиристорного преобразователя от шин статора через выпрямительный трансформатор.
Примером современного гидрогенератора подвесного исполнения (рис. 15.19) являются генераторы Верхне-Териберской ГЭС (130 МВт, 10,5 кВ, 187,5 об/мин).
Подпятник гидрогенератора расположен на верхней крестовине, два направляющих подшипника — в центральных частях верхней и нижней крестовин. Статор гидрогенератора выполнен из четырех секторов для удобства транспортировки.
Сердечник статора набран из сегментов, отштампованных из холоднокатаной электротехнической стали, покрытых с обеих сторон изоляционным лаком. Обмотка статора стержневая, волновая, двухслойная. Корпусная изоляция стержней обмотки к перемычек выполнена из материала типа <слюдотерм>, по нагревостойкости относится к классу F.
Ротор гидрогенератора состоят из сварного с отъемными спицами остова, насаженного на вал, обода, набираемого нэ штампованных сегментов, полюсов с обмоткой возбуждения и демпферной обмоткой, токоподвода от обмотки возбуждения до контактных колец.
На гидрогенераторе осуществлена конструкция разъемного ротора, позволяющая производить демонтаж остова ротора при
Рис. 15.19. Гидрогенератор Верхне-Териберской ГЭС:Рис. 15.19. Гидрогенератор Верхне-Териберской ГЭС:f — сердечник статора; 2—полюсы ротора; 3 — остов ротора; 4 —подпятник; 5 —вал ротора; 6 — нижняя крестовина: 7 — верхняя крестовинаf — сердечник статора; 2—полюсы ротора; 3 — остов ротора; 4 —подпятник; 5 —вал ротора; 6 — нижняя крестовина: 7 — верхняя крестовинаРис. 15.20. Гидрогенератор ГЭС Пурнари:Рис. 15.20. Гидрогенератор ГЭС Пурнари:/ — корпус статорк; / — сердечник статора; 3 —обмотка статора; 4 —полюсы ротора; 5 —обод ротора; 6 —вал; 7—подпятник; 3 — направляющие подшипника; 8 — контактные кольца/ — корпус статорк; / — сердечник статора; 3 —обмотка статора; 4 —полюсы ротора; 5 —обод ротора; 6 —вал; 7—подпятник; 3 — направляющие подшипника; 8 — контактные кольца
Рис. 15.19. Гидрогенератор Верхне-Териберской ГЭС:
Рис. 15.19. Гидрогенератор Верхне-Териберской ГЭС:
f — сердечник статора; 2—полюсы ротора; 3 — остов ротора; 4 —подпятник; 5 —вал ротора; 6 — нижняя крестовина: 7 — верхняя крестовина
f — сердечник статора; 2—полюсы ротора; 3 — остов ротора; 4 —подпятник; 5 —вал ротора; 6 — нижняя крестовина: 7 — верхняя крестовина
Рис. 15.20. Гидрогенератор ГЭС Пурнари:
Рис. 15.20. Гидрогенератор ГЭС Пурнари:
/ — корпус статорк; / — сердечник статора; 3 —обмотка статора; 4 —полюсы ротора; 5 —обод ротора; 6 —вал; 7—подпятник; 3 — направляющие подшипника; 8 — контактные кольца
/ — корпус статорк; / — сердечник статора; 3 —обмотка статора; 4 —полюсы ротора; 5 —обод ротора; 6 —вал; 7—подпятник; 3 — направляющие подшипника; 8 — контактные кольца
остающемся на тормозах-домкратах ободе ротора с полюсами.
Верхняя и нижняя крестовины лучевого типа с цельносварной центральной частью и отъемными лапами. В центральной части крестовин размещены направляющие подшипники с масляными ваннами и маслоохладителями. Подшипники сегментные, в радиальном направлении сегменты опираются на сферическую поверхность винтовых регулируемых опор.
Подпятник рассчитан на нагрузку 10,5 МН с самоустанавливающимнся сегментами на винтовых регулируемых опорах, с регулируемым эксцентриситетом. Сегменты подпятника и подшипников имеют баббитовое покрытие.
Подпятник расположен в масляной ванне, охлаждается встроенными трубчатыми маслоохладителями, снабжен устройством для принудительной подачи масла под высоким давлением на плоскости трения сегментов, которое автоматически включается при пуске и остановке гидроагрегата.
Для охлаждения активных частей гидрогенератора применена замкнутая система вентиляции с охлаждением воздуха в воздухоохладителях. расположенных на корпусе статора.
Для торможения ротора при остановке и подъеме его при ремонтных работах гидрогенератор снабжен тормозами-домкратами, установленными на лапах нижней крестовины.
Гидрогенератор оснащен системами подо- и маслосиабжения, пожаротушения, теплового контроля, защиты подпятиппка и подшипников.
Регуляторный генератор синхронный трехфазного тока с возбуждением от постоянных магнитов предназначен для питания электрогидравлического регулятора частоты вращения гидроагрегата. Система возбуждения гидрогенератора тиристорная по схеме самовозбуждения.
Гидрогенератор ГЭС Пурнари (Греция) мощностью 100 МВт, напряжением 15,75 кВ, с частотой вращения 150 об/мин зонтичного исполнения с расположением подпятника на нижней грузонесущей крестовине с двумя направляющими подшипниками (рис. 15.20). Для удобства транспортирования статор генератора выполнен из четырех частей. Сердечник статора набран из штампованных сегментов холоднокатаной электротехнической стали, покрытых лаком. Обмотка статора стержневая, волновая, двухслойная. Корпусная изоляция обмотки статора выполнена из материалов на термо-
реактивных связующих класса нагревостой- кости изоляции F.
Ротор гидрогенератора состоит из сварного остова с отъемными спицами обода, набираемого из штампованных сегментов, полюсов с обмоткой, токопровода (от обмотки возбуждения до контактных колец) и вала-надставки с втулкой верхнего направляющего подшипника. К нижнему фланцу остова ротора присоединяется вал турбины.
Верхняя и нижняя крестовины выполнены с цельноковаными центральными частями и отъемными лапами. В центральную часть нижней крестовины встроены подпятник, направляющий подшипник и маслоохладители.
Подпятник рассчитан на нагрузку 9 МН. имеет 16 самоустаиавливающихся сегментов, которые опираются через эластичные тарельчатые опоры на регулируемые болты, установленные в корпусе подпятника. Сегменты подпятника и подшипников имеют баббитовое покрытие. Во время пусков и остановок гидроагрегата на плоскость трения принудительно подается масло под давлением.
Гидрогенератор имеет воздушную замкнутую систему вентиляции, воздух охлаждается в воздухоохладителях, расположенных на корпусе статора.
Торможение гидроагрегата производится с помощью механических тормозов, установленных на лапах нижней крестовины;
228
Рис. 15.21. Гидрогенератор
I —корпус статора; 2 —сердечник статора; 3 —обмотка статора; 4 — полюсы ротора;
Камской ГЭС:
5— обод ротора; 6— аал генераторе; 7— подпятник; 8— подшипники; 9 — контактные кольца
тормоза используются также для подъема ротора при ремонтных работах.
Г оператор снабжен системой температурного контроля, осуществляемого с помощью термометров сопротивления. В статоре. подпятнике, подшипниках, масляных ваннах, п зонах горячего и холодного воздуха установлены термоенгнализаторы.
Горизонтальный гидрогенератор Кам- ской ГЭС (21 МВт, 10,5 кВ, 125 об/мин) выполнен с опорой на двух генераторных подшипниках, между генератором и турбиной установлен также упорный подпятник (рис. 15.21).
Корпус статора сварной из листовой стали; по условиям транспортировки статор разделен на части, скрепленные стяжными шпильками через стыковые плиты.
Сердечник статора из сегментов высоколегированной стали набран на клинья в виде отдельных пакетов, между которыми образованы воздушные каналы для прохода охлаждающего воздуха.
Обмотка статора стержневая, волновая, двухслойная, класс нагревостойкости изоляции обмотки В.
Остов ротора со спицами насажен на вал, по окружности остова закреплен обод
из сегментов стали с высокими механическими свойствами, обод имеет радиальные каналы для прохода воздуха и стянут шпильками.
Крепление полюса на остове осуществлено Т-образными хвостами полюсов и клиновых шпонок. Полюсы собраны из листовой стали. Обмотка возбуждения на полюсах выполнена из медной полосы и намотана на ребро. Демпферная обмотка продольно-поперечная из мели.
Реакция воды гидротурбины воспринимается подпятником сегментного типа, каждый сегмент опирается на пружинное основание из специальных пружин. Подпятник установлен в масляной ванне, циркуляция масла принудительная выносными насосами, охлаждение масла в выносных масловодяных охладителях.
Подшипники стояковые кольцевого типа воспринимают вес вращающихся частей гидрогенератора, система смазки принудительная.
Вентиляция гидрогенератора осуществляется по разомкнутому циклу с охлаждением нагретого воздуха в установленных на статоре водовоздушных охладителях.
Глава 16
РЕГУЛЯТОРЫ ВОЗБУЖДЕНИЯ ГИДРОГЕНЕРАТОРОВ
ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯх К РЕГУЛЯТОРАМ
Электроэнергетические системы СССР включают как короткие большой пропускной способности, так и дальние воздушные линии (ВЛ) электропередачи ограниченной пропускной способности, которые при определенных условиях должны работать в зоне искусственной устойчивости. В настоящее время на всех ГЭС используется система регулирования с регуляторами возбуждения одного типа. Система регу- лирования обеспечивает выполнение определенных требований:
устойчивое регулирование напряжения генератора во всех эксплуатационных режимах;
повышение статической и динамической устойчивости генераторов при работе в энергосистеме;
устойчивую работу генератора при параллельной работе на щиты, от которых отходят ВЛ в нескольких направлениях;
демпфирование послеаварийных колебаний напряжения и частоты в энергосистеме.
При работе генератора на реальную линию электропередачи должна обеспечиваться также устойчивость работы генсра'тора при условии, когда электрический угол между векторами напряжений в начале и конце ВЛ достигает значения 0# « 90°; для
того чтобы регулирование возбуждения полностью компенсировало влияние реактивности генератора и трансформатора на максимально передаваемой мощности, необходимо обеспечить положительные значения' коэффициентов синхронизирующего и демпфирующего моментов при 0,90°.
В соответствии с требованиями к системе регулирования регулятор возбуждения генератора должен обеспечивать: равномерное распределение реактивного тока между генераторами при работе их на общие щиты генераторного напряжения с помощью устройства токовой стабилизации;
режимы пуска и включения в сеть методом точной синхронизации и самосинхронизации и эффективное гашение поля при действии релейных защит;
восстановление первоначального максимального напряжения при снижении напряжения генератора на 5 % за время не более 0,05 с.
Регулятор должен обеспечивать также функции по защите генератора:
в режиме потребления реактивной мощности ограничивать минимальное зизченне тока ротора, предотвращая нарушение синхронизма из-за развозбуждения;
воздействуя на ток ротора, ограничивать потребляемую генератором реактивную- мощность по условиям его нагрева с уставкой в зависимости от значения активной
мощности и уровня напряжения на шинах электростанции;
в режимах форсирования возбуждения ограничивать ток ротора на уровне двукратною значения по отношению к номинальному току без выдержки времени;
предотвращать пбрегрузки генератора по токам ротора и статора сверх допустимых значений, разгружая генератор в течение времени, зависящего от перегрузки.
Регулятор должен длительно нормально работать при следующих отклонениях: трехфазного напряжения на +5 н —10 %, частоты на 4-2 и —3 Гц, напряжения оперативного тока на 4-Ю и —20 %. Кратко: временно регулятор должен работать при отклонениях: трехфазного напряжения в течение 10 с на 4-25 и —20 % (точность поддержания напряжения генератора ±5 %), частоты в пределах от 40 до 80 Гц (точность поддержания напряжения генератора ±Ю%).
АВТОМАТИЧЕСКИЙ РЕГУЛЯТОР
ВОЗБУЖДЕНИЯ СИЛЬНОГОДЕЙСТВИЯ
Автоматический регулятор возбуждения сильного действия (АРВ СД) состоит из следующих элементов (рис. 16.1): операционного блока ОБ, блока напряжения БН, блока уставки по напряжению обмотки
статора БУН. промежуточных трансформаторов тока ПТТ, блока компаундирования по току БКТ, блока подгонки уставки по напряжению ПУН, блока ограничения тока ротора БОР, блока частоты и защиты от повышения частоты БЧЗ, блока обратной связи БОС, делителя ДБОС к блоку БОС, блока тока ротора БТР, блока ограничения минимального возбуждения ОМВ, блока группового регулирования интегрального БГРИ, блока подгонки уставки по напряжению при самосинхронизации ПУС, источника питания ИП.
Входными сигналами регулятора являются ток I и напряжение и статора, а также ток 1« и напряжение U« возбуждения генератора.
Измерительные цепи напряжения питаются от трансформатора напряжения генератора через БКТ, состоящий из двух резисторов, которые включаются последовательно в две фазы вторичной обмотки трансформатора напряжения. Каждый из резисторов обтекается токами трансформаторов тока. Этот блок компенсирует индуктивное сопротивление повышающего трансформатора. Степень компенсации определяется коэффициентом статнзма по реактивному току генератора на шинах высокого напряжения электростанции (обычно 2— 3 %), что необходимо для обеспечения равномерного распределения реактивной мощности между параллельно работающими
Рис. 16.2. Принципиальная схема АРВ вспомогательного синхронного генератораРис. 16.2. Принципиальная схема АРВ вспомогательного синхронного генератораРис. 16.3. Схема регулятора АРВ СДМРис. 16.3. Схема регулятора АРВ СДМ
Рис. 16.2. Принципиальная схема АРВ вспомогательного синхронного генератора
Рис. 16.2. Принципиальная схема АРВ вспомогательного синхронного генератора
Рис. 16.3. Схема регулятора АРВ СДМ
Рис. 16.3. Схема регулятора АРВ СДМ
генераторами. Так как этот блок имеет компаундирование по току, АРВ поддерживает напряжение на шинах высокого напряжения ГЭС, а также реагирует на отклонение углового положения вектора напряжения в начале линии электропередачи.
Уставка по напряжению изменяется с помощью БУН, на который воздействуют блоки ПУН и ПУС или сигнал с центрального пульта управления (ЦПУ) ГЭС. Блок ПУН обеспечивает работу АРВ при точной синхронизации.
Блок напряжения выявляет разность между входным н эталонным напряжениями AU и выполняет дифференцирование напряжения. В состав БН входит реле форсирования, которое работает при значительном снижении напряжения гидрогенератора и имеет необходимую выдержку времени. Оно подает напряжение U* на ОБ и исключает ложный сигнал по каналу производной напряжения U' генератора в момент отключения короткого замыкания. Напряжение срабатывания реле регулируется в пределах от 0,8 до 0,93 к значению уставки регулятора по напряжению.
Блок частоты и защиты от повышения частоты реагирует на измерение фазного угла напряжения, выявляя отклонение частоты Д/, и выполняет дифференцирование частоты f. В него входит блок защиты, который отключает каналы Д/ и }' при сбросе активной нагрузки в энергосистеме, предотвращая повышение напряжения на шинах ГЭС.
Блок ограничения минимального возбуждения предназначен для определения минимального значения тока возбуждения, допустимого по условиям устойчивости в режиме нсдовозбуждения.
В качестве датчика тока ротора обычно используются трансформаторы тока в цепях питания тиристорного выпрямителя. Блок ограничения тока ротора состоит из трех функциональных узлов: измерителя перегрузки обмотки ротора, ограничителя перегрузки ротора по току /, И1КС и ограничителя двукратного тока ротора 2/. »»м.
Блок обратной связи исключает электрическую связь между цепями обмотки возбуждения генератора и АРВ. Для этой цели осуществляется модуляция постоянного напряжения с помощью транзисторных ключей. Переменное напряжение поступает на первичную обмотку трансформатора. Напряжение вторичной обмотки трансформатора демодулируется транзисторными ключами в постоянное напряжение, подаваемое на операционный блок. Делитель блока обратной связи осуществляет согласование напряжений ротора и БОС. Автоматический регулятор возбуждения обеспечивает управление рабочей и форсировочной группами вентилей (в системах СУР и СУФ).
В автоматическом регуляторе возбуждения предусмотрено воздействие на блок центрального регулятора напряжения (ЦРН)
ГЭС. Однако демпфирование колебаний роторов будет и в этом случае осуществляться за счет индивидуальных АРВ.
Используются также модернизированные регуляторы сильного действия АРВ СДП1. В модернизированном регуляторе при тех же функциях обеспечивается лучшее демпфирование колебаний в послеава- рийном режиме, за счет быстродействия каналов AL/ и U' переходный процесс на выходе регулятора при сигнале на форсировку проходит быстрее примерно на 55 мс. Регулятор АРВ СДП1 выполнен с использованием микросхем, печатных плат, биполярных и униполярных транзисторов, диодов.
Основные параметры АРВ СДП1 следующие:
Габаритные размеры, мм: высота 2450
ширина800
длина 800
Масса, кг450
Потребляемая мощность источника питания, В-А: от измерительных трансформаторов тока и напряжения .... 5 от источника постоянного тока 100 от источника переменного тока (на три фазы)500
Испытательное напряжение (эффективное значение) цепей, гальванически связанных с внешними цепями, относительно корпуса и между собой (частота 50 Гц в течение 1 мин), В1500
АВТОМАТИЧЕСКИЙ РЕГУЛЯТОРВОЗБУЖДЕНИЯ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГОГЕНЕРАТОРА
Для обеспечения надежной эксплуатации система возбуждения вспомогательного генератора выполняется с двумя тиристорными выпрямителями и двумя АРВ пропорционального действия (рис. 16.2). Если в одном нз каналов АРВ системы управления тиристорного выпрямителя наруша-
■ется режим работы и повышается напряжение выпрямителя, то срабатывает одно из реле. В результате отключается выходное напряжение АРВ, исчезают управляющие импульсы и один из каналов возбуждения выводится из работы. Для обеспечения высокой надежности питания АРВ н систем управления применяются два источника: стабилизированный источник СИ и блок резервного питания БПР, преобразующий напряжение станционной аккумуляторной батареи в напряжение постоянного тока без гальванической связи между первичной я вторичной обмотками.
Автоматический регулятор имеет канал •отклонения напряжения вспомогательных генераторов и канал контроля.
Канал отклонения напряжения М) является основным каналом н предназначен для пропорционального регулирования возбуждения при отклонении напряжения от заданного уровня (положение подвижного контакта резистора Ri, включенного через фильтр Ф). Двухкаскадный усилитель У постоянного тока с гальванической связью выполнен на транзисторах. Каждый каскад имеет отрицательную обратную связь. При ■отключении вспомогательного генератора подается сигнал Г на гашение поля. Этот
сигнал поступает в усилитель, и тиристор ный выпрямитель переводится в инвертор ный режим.
В устройстве самоконтроля К сравни ваются напряжения вспомогательного гене ратора и напряжение на выходе В регуля тора. Если выходное напряжение АРВ бу дет таким, при котором напряжение вспо могательного генератора будет больше уставки ограничения напряжения (резистор /?з), то сработает реле Р к тиристорный вы прямитель будет выведен из работы. Устройство К представляет собой трехкаскадный усилитель на транзисторах. Последний каскад подключен к Р. Точность поддержания уставки регулируемого напряжения находится в пределах ±5 %, предельное напряжение возбуждения получается при отклонении напряжения на 10 % на трансформаторе собственных нужд ТСН.
ПЕРСПЕКТИВНЫЕ РЕГУЛЯТОРЫ
Перспективным является регулятор типа АРВ СДМ, выполненный на базе одноплатных микро-ЭВМ с расширенными ресурсами работы. В состав регулятора входят следующие основные устройства (рис. 16.3): управляющий вычислительный
комплекс УВК. устройство связи с объектом УСО, система питания СП.
Управляющий вычислительный комплекс содержит две одинаковые микро-ЭВМ: основную ЭВМ1 и резервную ЭВМ2. Каждая микро-ЭВМ содержит четыре платы н имеет следующие показатели: длина разрядной сетки 8(16) биг, максимальное быстродействие 400 тыс. коротких операций в секунду, время умножения двух 16-разрядных чисел 20 мкс, объем оперативной памяти 32 Кбайт, объем перепрограммируемого постоянного запоминающего устройства 32 Кбайт, 15 уровней векторного прерывания, 144 линии ввода- вывода параллельного интерфейса, 8 линий ввода-вывода последовательного интерфейса, 6 16-разрядных счетчиков реального времени, 32 входных аналоговых сигнала, 10-разрядный аналого-цифровой преобразователь, диапазон изменения входных напряжений ±5 В, 2 цифро-аналоговых преобразователя.
Информация о неисправности ЭВМ и блоков питания сосредоточивается в блоках контроля БК, в которых формируются результирующие сигналы неисправности, поступающие на входы блока коммутации выходных логических и аналоговых сигналов микро-ЭВМ БКМ. На другие входы БКМ подаются сигналы о неисправности УСО. В зависимости ст характера неисправности производится перевод управления на резервную мнкро-ЭВМ или отключение АРВ. В последнем случае обеспечивается ручлое управление возбуждением с помощью средств системы управления тиристорным преобразователем.
Устройство связи с объектом предназначено для ввода в УВК аналоговой информации о режиме работы генератора, дискретной информации о состоянии системы регулирования, о запросах на выполнение регулятором требуемых функций.
В состав УСО входят:
блок БТН для ввода сигналов от трансформаторов напряжения генератора ТНГ и сети ТНС; блок содержит две группы понижающих трансформаторов по три в каждой;
блок БТТ для ввода сигналов от трансформаторов тока синхронного генератора ТТГ и возбудителя ТТВ; токовые сигналы преобразуются в потенциальные с помощью шунтов; трансформаторы обеспечивают гальваническую развязку;
субблок каналов напряжения СКН, формирующий сигналы, поступающие на входы УВК (напряжение, необходимое для цифрового измерения напряжения гидрогенератора; напряжение постоянного тока, пропорциональное напряжению на зажимах машины; напряжение постоянного тока, пропорциональное напряжению сети; импульсное напряжение для синхронизации работы программ измерения режимных па
раметров гидрогенератора); для снижения уровня высокочастотных помех на входах субблока СКН предусмотрены /?С-фнльтры, имеющие одинаковые постоянные времени (около 1 мс);
субблок каналов тока СКТ, формирующий сигналы для цифрового измерения тока статора гидрогенератора, его активной и реактивной составляющих, а также тока возбуждения; на входе субблока установлены ЯС-фнльтры:
субблоки СВС, предназначенные для ввода логических сигналов; для обеспечения требуемого уровня изоляции применены герконовые реле. Напряжение 220 В от внешнего контакта поступает через добавочный резистор на обмотку реле; контакт реле включен между логическим нулем и линией параллельного интерфейса микро- ЭВМ: каждый субблок вводит восемь логических сигналов; контроль наличия оперативного напряжения 220 В и блокирование неправильных действий регулятора вследствие потерн этого напряжения осуществляются программными средствами;
субблоки коммутации реле СКР для ввода логических сигналов в виде состояния контактов герконовых реле; субблок содержит восемь одинаковых каналов;
субблоки аналоговой развязки САР для гальванической развязки четырех независимых аналоговых потенциальных сигналов; субблок построен по принципу модуляцни- демодуляцни сигнала с использованием разделительного сигнала;
субблок выходных усилителей СВУ для согласования по уровню и мощности выходных напряжений регулятора, поступающего на системы управления рабочей и форсировочной группами тиристорных преобразователей возбуждения;
субблок управления регулятором СУР^ позволяющий задавать режим работы системы регулирования (ручной, автоматический, индивидуальный, групповой), а также изменять уставку регулятора по напряжению.
Система питания регулятора построена на базе блоков вторичного электропитания БВП. Всего используется четыре ВВП, два из них служат для питания ЭВМ, два других, включенных параллельно,— для питания УСО.
Каждый блок содержит инвертор в цепи постоянного тока, тиристорную схему переключения питания с одного источника на другой, схемы контроля напряжения и частоты источника переменного тока.
Для исключения помех по цепям питания на входе блоков БВП предусмотрены LC-фнльтры.
Для АРВ СДМ принят закон регулирования, аналогичный применяемому о регуляторах АРВ СД и АРВ СДП1. По сравнению с последними регуляторами рас
ширены диапазоны изменения коэффициентов регулирования: по отклонению напряжения (отношение единиц возбуждения к единицам напряжения) — 15—100; производной напряжения (отношение единиц возбуждения к герцам) — 0—10; производной частоты (единиц возбуждения в секунду к герцам) — 0—10; производной тока ротора (единиц возбуждения в секунду к единицам тока) —0—2. За относительные единицы приняты соответствующие номинальные значения.
Регулятор размещен в шкафу размером 800X800X2200 мм. В верхней части шкафа размещаются микро-ЭВМ, блоки питания ЬВП. Предусматривается принудительная вентиляция ЭВМ и ВВП. Для сни
жения уровня вибрации применена подвеска мнкро-ЭВМ и ВВП.
Остальная аппаратура размещается в кассетах, устанавливаемых на двух поворотных рамах. На передней раме находятся блоки УСО, на задней — блоки питания. Электрические соединения в шкафу выполнены внтымн парами проводов.
Дальнейшее усовершенствование микропроцессорного регулятора АРВ СДМ связано с реализацией на его основе адаптивной системы регулирования возбуждения и построением цифровой системы управления тиристорными преобразователями возбуждения. Выполнение этих функций возможно за счет установки дополнительных плат в микро-ЭВМ.
Глава П
ГЕНЕРАТОРЫ КАПСУЛЬНЫХ ГИДРОАГРЕГАТОВ
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
На ГЭС с капсульными гидроагрегатами применяются горизонтальные гидрогенераторы, расположенные в герметичной подводной капсуле. Капсульные гидрогенераторы изготовляются как часть гидроагрегата, при этом наружная поверхность корпуса статора генератора является частью капсулы гидроагрегата, обтекаемой водой.
Капсульные гидрогенераторы имеют относительно небольшие диаметры, поэтому характеризуются более низкой статической н динамической устойчивостью (по сравнению с вертикальными).
Основные параметры мощных капсульных генераторов ряда ГЭС приведены в табл. 17.1. Капсульные генераторы имеют мощность в пределах от 0,1 до 50 МВт. Ведутся разработки генераторов мощностью более 60 МВт. Фирма «Фудзи электрик*
(Япония) разработала серию небольших капсульных гидрогенераторов мощностью от 0,1 до 3,6 МВт для блочных гидроагрегатов.
Капсульные гидрогенераторы характеризуются высокими значениями коэффициента мощности. В соответствии с ГОСТ 17525т—81 номинальный коэффициент мощности для генераторов мощностью до 20 MB-А может составить 0,95, для машин большей мощности допускается значение cos ф *= 0,98, для генераторов зарубежных фирм стандартное значение cos ф •= 0,95. Высокий коэффициент мощности при малых габаритах генератора позволяет уменьшить реактивную мощность, разместить необходимый объем меди на полюсах при малом полюсном деления. Выработка той же реактивной мощности капсульными гидрогенераторами, что и обычными гидрогенераторами, связана с увеличением потерь в
Таблица 17.1. Основные параметры капсульных гидрогенераторов большой мощности
Параметр
ГЭС (страна)
Джердап- Железные Ворота-П (СФРЮ-СРР)
Джевпег (Канада)
Даугавпилсская (СССР)
Альтев- ворт (Австраж)
Саратовская (СССР)
Рок АПленд (США)
Мощность, МВ-А
27,55
31,2
42,22
45
48.3
59
Коэффициент мощности, COS Ф Частота вращения, об/мин:
0,98
0,9
0.9
0,9
0,98
0,95
номинальная
62.5
62 ■
115,4
103,4
75
85,-7
угонная
145
192
255
290
170
Напряжение, кВ
6,3
4.16
6.3
7,75
6,3
6,9
кпд, %
96,5
96,4
98
97
96,8
Инерционная постоянная, с
1.3
1.5
1.6
1,87
1
1.5
Переходная реактивность, %
42
32
55
32
52
47
Общая масса, т
350
360
270
306
307
365 .
Год ввода в эксплуатацию первого гидроагрегата
1982
1975
Проект
1976
1970
1978
6 — кон-6 — кон-Рис. 17.1. Поперечное сечение гидрогенератора Каневской ГЭС:/ — сердечник статор»; 1-обкат,. ««тор»^ J - полюсы: <-обмотка ротора; а-остов;Рис. 17.1. Поперечное сечение гидрогенератора Каневской ГЭС:/ — сердечник статор»; 1-обкат,. ««тор»^ J - полюсы: <-обмотка ротора; а-остов;37003700Рис. 17.2. Поперечное сечение гидрогенератора Даугавпилсской ГЭС (обозначения см. иа рис. 17.1)Рис. 17.2. Поперечное сечение гидрогенератора Даугавпилсской ГЭС (обозначения см. иа рис. 17.1)
6 — кон-
6 — кон-
Рис. 17.1. Поперечное сечение гидрогенератора Каневской ГЭС:
/ — сердечник статор»; 1-обкат,. ««тор»^ J - полюсы: <-обмотка ротора; а-остов;
Рис. 17.1. Поперечное сечение гидрогенератора Каневской ГЭС:
/ — сердечник статор»; 1-обкат,. ««тор»^ J - полюсы: <-обмотка ротора; а-остов;
3700
3700
Рис. 17.2. Поперечное сечение гидрогенератора Даугавпилсской ГЭС (обозначения см. иа рис. 17.1)
Рис. 17.2. Поперечное сечение гидрогенератора Даугавпилсской ГЭС (обозначения см. иа рис. 17.1)
2,5 раза. Как правило, активную мощность капсульных гидрогенераторов допускается увеличивать до полной мощности путем повышения коэффициента мощности.
Для капсульных гидрогенераторов также характерно пониженное номинальное напряжение обмотки стато - ра. В СССР и за рубежом оптимальным для гидрогенераторов небольшой мощности является напряжение 3,15 кВ, для капсульных генераторов мощностью более 20 МВ-А —6,3 кВ.
Коэффициент полезного действия капсульных гидрогенераторов несколько ниже КПД гидрогенераторов обычного исполнения. По ГОСТ 17525—81 при мощности до 10 MB-А КПД должен быть не ниже 95 %, при большей мощности— не ниже 96%. Коэффициент полезного действия выполненных гидрогенераторов (табл. 17.1) выше предусмотренного ГОСТ (96,5-97%).
Так как диаметр капсульных гидрогенераторов значительно меньше диаметра гидрогенераторов обычного исполнения с теми же номинальными данными, инерционная постоянная ротора существенно ниже и составляет 1—2 с (табл. 17,1).
Капсульные гидрогенераторы характеризуются небольшим полюсным делением (20—30 см), что обусловливает повышенное рассеяние полюсной системы (коэффициент рассеяния 1,5—1,6), большую индукцию в сердечниках полюсов (1,3—1,4 Тл) и затрудняет размещение требуемого объема меди обмотки возбуждения на полюсах. Поэтому капсульные гидрогенераторы, как правило, выполняются с уменьшенным воздушным зазором (5—7 мм), который составляет 0,001—0,0015 диаметра расточки статора. Особенности капсульных генераторов, высокое использование их активного объема обусловливают повышенные значе-
пия индуктивного сопротивления обмоток. В соответствии с ГОСТ 17525—81 статическая перегружаемость для генераторов мощностью 20 MB-А и менее может быть порядка 1,5, для более мощных генераторов — 1,35.
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Капсульные гидрогенераторы выполняются с непосредственным охлаждением обмоток статора и ротора водой пли принудительной воздушной системой охлаждения. При воздушном охлаждении наибольшее распространение получила аксиальная воздушная система охлаждения с циркуляцией воздуха по замкнутому циклу. Для циркуляции воздуха используется вентилятор, расположенный в передней части капсулы. Воздух проходит по нескольким параллельным путям, через зазор между статором н ротором, по каналам в зубцах сердечника статора (как правило, используются продольные щелевндные каналы), в межполюсных промежутках ротора, между сердечником и корпусом статора. Нагретый в генераторе воздух охлаждается
в ребристых охладителях, которые расположены на внутренней поверхности статора и охлаждаются водой, окружающей капсулу. Поэтому нс требуется применения специальной охлаждающей воды для охладителей. Известны также конструкции с продувкой воздуха через специальные каналы в обмотке и спинке сердечника статора.
В капсульных гидрогенераторах Киевской и Каневской ГЭС (рис. 17.1) нагретый в генераторе воздух охлаждается в воздухоохладителях, расположенных в передней части капсулы.
В капсульных гидрогенераторах с аксиальной системой вентиляции используется повышенное давление воздуха, позволяющее снизить потерн на вентиляцию (пропорционально абсолютному давлению). При этом, однако, требуется устройство диафрагмы между камерами генератора и турбины, специальные уплотнения подпятника и подшипников, усложняется эксплуатация генератора.
. 238. 238В капсульном гидрогенераторе Даугавпилсской ГЭС (рис. 17.2) для снижения затрат мощности на вентиляцию применена
. 238
. 238
17.3. Поперечное сечение гидрогенератора Джердап-Железпые Ворота-11:2— сердечник статора; 3— обмотка статора; 4—полюсы с обмоткой; 5 — остов; 6— кольца; 7 — водоподвод к статору; 8— водоподвод к ротору; 9 — подшипник17.3. Поперечное сечение гидрогенератора Джердап-Железпые Ворота-11:2— сердечник статора; 3— обмотка статора; 4—полюсы с обмоткой; 5 — остов; 6— кольца; 7 — водоподвод к статору; 8— водоподвод к ротору; 9 — подшипникРис.
17.3. Поперечное сечение гидрогенератора Джердап-Железпые Ворота-11:
2— сердечник статора; 3— обмотка статора; 4—полюсы с обмоткой; 5 — остов; 6— кольца; 7 — водоподвод к статору; 8— водоподвод к ротору; 9 — подшипник
17.3. Поперечное сечение гидрогенератора Джердап-Железпые Ворота-11:
2— сердечник статора; 3— обмотка статора; 4—полюсы с обмоткой; 5 — остов; 6— кольца; 7 — водоподвод к статору; 8— водоподвод к ротору; 9 — подшипник
/ — корпус: контактные
радиальная система вентиля- ции. Радиальные каналы в сердечнике статора значительно увеличивают поверхность охлаждения и уменьшают падение давления на активных частях. Конструкция корпуса статора и узла запрессовки активной стали при этом обеспечивает увеличенное пространство для прохода охлаждающего воздуха. Для прохода воздуха в радиальном направлении в роторе имеются отверстия в ободе между полюсами.
В капсульных гидрогенераторах ряда зарубежных фирм также используется радиальная система вентиляции. Охлаждающий воздух проходит через вентиляционные отверстия в ободе ротора, откуда поступает в радиальные вентиляционные каналы в сердечнике статора. В небольших генераторах без воздухоохладителей воздух охла-
ждается при прохождении по каналам в корпусе капсулы за счет теплообмена с водой, омывающей капсулу. Циркуляция воздуха внутри капсулы обеспечивается вентиляторами, которые размещаются в передней части капсулы. Для повышения эффективности охлаждения используется повышенное (до 200 кПа) давление воздуха внутри капсулы.
В мощных капсульных гидрогенераторах [ГЭС Джердап-Железные Ворота-П (рис. 17.3), Дженпег, Саратовская] применено водяное охлаждение обмоток статора и ротора, а также сердечника полюсов ротора.
Использование водяного охлаждения снижает вентиляционные потери, исключает необходимость циркуляции воздуха в генераторе, позволяет упростить конструкцию
гидроагрегата, в частности уплотнения подпятника и подшипника, получить более жесткую конструкцию корпуса (большее пространство может быть занято элементами крепления). При водяном охлаждении имеется возможность доступа внутрь генератора при его работе„
Водяное охлаждение обмотки статора в капсульных генераторах осуществляется аналогично водяному охлаждению обмотки статора в обычных гидрогенераторах. Для уменьшения числа соединений по поде обмотка статора в мощных капсульных гидрогенераторах выполнена однослойной.
Обмотки катушек полюсов ротора с водяным охлаждением выполняются однослойными из меди прямоугольного сечения с круглым отверстием. Дистиллят подается в ротор через центральное отверстие в водоприемник, затем в коллектор, откуда вода в катушки ротора поступает через изоляционные фторопластовые трубки. На них для повышения механической прочности насажены стсклотекстолитовые втулки, жестко прикрепленные к остову ротора, в которые вставлены трубки из нержавеющей стали, соединяющиеся через компенсаторы в виде медных трубок с катушками ротора.
Водяное охлаждение полюсов ротора впервые было применено на капсульных гидрогенераторах Саратовской ГЭС для интенсификации охлаждения полюсных наконечников. Надежный тепловой контакт трубок и сердечника полюса обеспечивался микровзрывом.
КОМПОНОВКА И КОНСТРУКЦИИ
Тип генератораМВ-Анальная частота враще-об/минДлинаДиара, мДна- тора. мРасстояние между подшипниками, мОб- длина.Высота оса подшипников. мС водяным охлаждениемСГКВ-776/l 25-9627,5562,51,257,32294.57иСГКВ-720/l 40-8048,3752 возд1.4/шкым6.835охла»8,5леннсуОпределяется по целомагрегату вСГК-2 538/160-7019,985,71,64,926,1Опреде-2,8Опреде-СГК-535/220-5216 Зак. 90542,22115,42,26,086,6ляется в составе агрегата3,7ляется в составе агрегата241Тип генератораМВ-Анальная частота враще-об/минДлинаДиара, мДна- тора. мРасстояние между подшипниками, мОб- длина.Высота оса подшипников. мС водяным охлаждениемСГКВ-776/l 25-9627,5562,51,257,32294.57иСГКВ-720/l 40-8048,3752 возд1.4/шкым6.835охла»8,5леннсуОпределяется по целомагрегату вСГК-2 538/160-7019,985,71,64,926,1Опреде-2,8Опреде-СГК-535/220-5216 Зак. 90542,22115,42,26,086,6ляется в составе агрегата3,7ляется в составе агрегата241Таблица 17.2. Основные размеры выполненных капсульных гидрогенераторовТаблица 17.2. Основные размеры выполненных капсульных гидрогенераторовГенераторы капсульных гидроагрегатов размещаются в напорной части водопроводящего тракта, при этом статор присоеди
Тип генератора
МВ-А
нальная частота враще-
об/мин
Длина
Диа
ра, м
Дна- тора. м
Расстояние между подшипниками, м
Об- длина.
Высота оса подшипников. м
С водяным охлаждением
СГКВ-776/l 25-96
27,55
62,5
1,25
7,322
9
4.5
7
и
СГКВ-720/l 40-80
48,3
75
2 возд
1.4
/шкым
6.835
охла»
8,5
леннсу
Определяется по целом
агрегату в
СГК-2 538/160-70
19,9
85,7
1,6
4,92
6,1
Опреде-
2,8
Опреде-
СГК-535/220-52
16 Зак. 905
42,22
115,4
2,2
6,08
6,6
ляется в составе агрегата
3,7
ляется в составе агрегата
241
Тип генератора
МВ-А
нальная частота враще-
об/мин
Длина
Диа
ра, м
Дна- тора. м
Расстояние между подшипниками, м
Об- длина.
Высота оса подшипников. м
С водяным охлаждением
СГКВ-776/l 25-96
27,55
62,5
1,25
7,322
9
4.5
7
и
СГКВ-720/l 40-80
48,3
75
2 возд
1.4
/шкым
6.835
охла»
8,5
леннсу
Определяется по целом
агрегату в
СГК-2 538/160-70
19,9
85,7
1,6
4,92
6,1
Опреде-
2,8
Опреде-
СГК-535/220-52
16 Зак. 905
42,22
115,4
2,2
6,08
6,6
ляется в составе агрегата
3,7
ляется в составе агрегата
241
Таблица 17.2. Основные размеры выполненных капсульных гидрогенераторов
Таблица 17.2. Основные размеры выполненных капсульных гидрогенераторов
няется к промежуточным кольцам турбин и занимает центральную часть капсул (рис. 17.1 —17.3). В последних конструкти: ных решениях в зоне генератора для ув< личенпя жесткости корпуса статора расш лагают распорные колонны или растяжк. раскрепляющие статор.
Статоры генераторов большой могши стн по условиям транспортировки, как пр; вило, выполняются из четырех частей. Koi пус статора герметичный, крепится по toj цам к промежуточным опорным пояса турбины. На корпусе, имеющем развить кольцевые ребра, закреплен сердечник и электротехнической стали.
Ротор генератора состоит из остов; насаженного на вал, и полюсов, закреплен ных на ободе. Увеличенный фланец вал ротора не только служит для соединени с валом турбины, но н является опор иой частью для передачи осевых нагру зок на сегментные подпятник и контр подпятник.
Опорные сегментные подшипники гене ратора, как правило, бывают двухрядногс исполнения. Широкое применение нашл: подпятники на упругом основании из пружин специальной конструкции, обеспечивающей малый разброс по жесткости между отдельными пружинами.
Подпятник и опорные подшипники (рис. 17.4) устанавливаются в масляных ваннах с непрерывной циркуляцией масла, охлаждаемого в теплообменниках. Уплотнения подпятника и опорных подшипников лабиринтные, ножевые. В зарубежной практике используют также угольные уплотнения с пониженным коэффициентом трения.
В капсульных гидрогенераторах важно поддержание низкого уровня влажности внутри корпуса. На внутренние поверхности оболочек наносится теплоизолирующее покрытие, обеспечивающее при работе ма-
Рис. 17.4. Узел подпятника и опорного подшипника:
/ — диск подпятника: 3 — сегменты; 3 —пружинные элементы; 4— корпус: 5 — уплотнения; 6 — сегменты направляющего подшипника; 7 — корпус; 8—уплотнения; 9— шаровая опора; 10— вел ротора
шины в сочетании с низкой температурой воздуха относительную влажность в пределах до 30 %. При остановках генератора внутрь капсулы подается подогретый воздух.
Для осмотра и обслуживания гидрогенераторов используются проходные колонны в передней части капсулы и статоре гидротурбины.
Основные размеры некоторых отече
ственных капсульных гидрогенераторов приведены в табл. 17.2.
Основные размеры аналогичных типов генераторов для близких значений частоты вращения могут быть определены пересчетом по правилам, приведенным в гл. 15.
Наружный диаметр сердечника статора Da и длина активной стали h могут быть, также определены из обозначения типа генератора. В соответствия с ГОСТ 17525—81
принята следующая структура обозначения:
ГидрогенераторГидрогенераторВид (С —синхронный)Вид (С —синхронный)XX XX X X X Xх
Гидрогенератор
Гидрогенератор
Вид (С —синхронный)
Вид (С —синхронный)
XXX
ххРабочее положение.
х
х
(Г — горизонтальный)
Вид исполнения 1К — капсульный)
Модификация
Размеры сердечника статора: в числителе наружный диаметр.см; в знаменателе длина активной стали, см
Число полюсов
Климатическое исполнение по ГОСТ 15150-69
РЕЖИМЫ РАБОТЫ И СИСТЕМАВОЗБУЖДЕНИЯ
Капсульные гидрогенераторы допускают те же режимы работ, что и генераторы обычного исполнения.
В соответствии с ГОСТ 17525—81 капсульные гидрогенераторы могут изготовляться как с устройством для торможения, так и без него, в последнем случае должна допускаться остановка гидроагрегата на выбеге.
Гидрогенераторы допускают длительную работу в режиме сянхронного компенсатора при номинальном напряжении. Мощность в режиме синхронного компенсатора устанавливается по результатам испытаний, обычно она составляет при перевозбуждении порядка 0ДРе* при исдо- возбуждении 0,4Р,. Кроме того, допускается кратковременная работа (не более 3 мин) в режиме включения линии электропередачи при номинальном напряжении при пониженной мощности (обычно порядка 0,5Р<).
В аварийных режимах капсульные гидрогенераторы допускают кратковременные перегрузки по току статора 150 % в течение 2 мин, по току ротора 200 % в течение примерно 1 мин.
При сбросе нагрузки с последующим угоном гидрогенератор отключается от сети и производится гашение поля возбуждения. Время срабатывания защиты выбирается таким, чтобы напряжение на выводах гидрогенератора повысилось не более чем на 50 % номинального. После сброса 100 % нагрузки при исправной системе регулирования допускается включение гидрогенератора в сеть без осмотра и ревизии. Генератор должен в течение 2 мин выдерживать угонную частоту вращения, при этом средние расчетные напряжения материалов ротора не должны превышать 95 % предела текучести, а деформация ротора должна быть менее размера воздушного зазора.
Обычно капсульные гидрогенераторы рассчитываются на 700 пусков в год (до 5 пусков в сутки), при этом общее число переходных режимов (пуски, остановки, перевод в режим синхронного компенсатора и обратно, сбросы нагрузок) регламентируется (как правило, не более 1800—2000).
В современных капсульных гидрогенераторах, как правило, используются тиристорные системы параллельного самовозбуждения без сериесных трансформаторов.
Обмотка возбуждения гидрогенератора получает питание от двух параллельно соединенных статических тиристорных преобразователей, которые подключаются к шинам гидрогенератора через выпрямительный трансформатор. Первичная обмотка выпрямительного трансформатора непосредственно присоединяется к выводам генератора, вторичная подсоединяется к тиристорному преобразователю через разъединители.
Тиристорные преобразователи соединяются по трехфазной мостовой схеме параллельно. Преобразователи, как правило, выполняются с естественным воздушным охлаждением. При совместной их работе обеспечиваются номинальный ток ротора н режим форсирования. При раздельной работе преобразователей обеспечивается длительный режим работы генератора с номинальной активной мощностью при cos<p=t без форсирования. Форсирование возбуждения осуществляется открытием Тиристоров.
Развозбуждение и гашение поля в нормальных режимах и при нормальной остановке осуществляются переводом преобразователей в инверторный режим, а в аварийных режимах — автоматом гашения поля совместно с инверторным режимом.
Регулирование возбуждения производится автоматическим регулятором возбуждения, воздействующим ла системы управления преобразователей. Системы управления тиристорами и ЛРВ питаются от трансформатора собственных нужд, подключенного к вторичной обмотке выпрямительного трансформатора.
Система возбуждения обеспечивает возможность включения капсульного гидрогенератора в сеть как методом точной автоматической (ручной) синхронизации, так и методом самосинхронизации. В последнем случае используется сопротивление самосинхронизации, подключаемое параллельно обмотке возбуждения с помощью контактора самосинхронизации.
.Начальное возбуждение осуществляется от сети собственных нужд ГЭС через устройство начального возбуждения с резервированием от аккумуляторной батареи.
Для защиты обмотки ротора и тиристорного преобразователя от перенапряжений, возникающих в анормальных режимах, используется тиристорный разрядник многократного действия. Для зашиты тиристорного преобразователя от коммутацион-
ных перенапряжении устанавливается защитное устройство со стороны переменного тока.
ПРИМЕРЫ ВЫПОЛНЕННЫХГЕНЕРАТОРОВ
Капсульный гидрогенератор типа СГКВ 776/125-96 для ГЭС Джердап-Железные Ворота-П непосредственно соединяются с поворотно-лопастной турбиной (см. рис. 17.3).
Основные номинальные параметры генератора следующие:
Мощность, МВ-А27,55
Коэффициент мощности 0,98
Номинальное напряжение, кВ ... . 6,3 Частота вращения, об/мин . . . . . 62,5 Ток статора, А 2530
Ток возбуждения, А ........ 2110 Напряжение на кольцах ротора, В 185 Синхронное индуктивное сопротив
ление по продольной оси, % . . . 100 Динамический момент инерции, тм2 3400 Отношение короткого замыкания . . 1,1
Гидрогенератор размещается со стороны верхнего бьефа. Статор присоединяется к промежуточным кольцам турбины и занимает центральную часть капсулы.
Ротор генератора с валом, соединенным фланцами с валом турбины, опирается на два подшипника. Между первым генераторным подшипником и остовом ротора размещены контактные кольца. Регуляторный генератор находится между остовом ротора и 'вторым генераторным подшипником.
Подпятник и контрлодпятник размещены в одной масляной ванне, прикрепленной к статору турбины. Корпус статора по условиям транспортировки выполнен из четырех частей, соединяемых между собой на монтаже стыковыми элементами в кольцо. Внутренняя поверхность корпуса статора имеет теплоизоляционное покрытие.
Сердечник статора набирается впере- крон из сегментов, штампованных из холоднокатаной стали толщиной 0,35 мм. Сердечник стягивается нажимными плитами, имеющими опорные пальцы из немагнитной стали.
Обмотка статора стержневая, волновая, однослойная, с изоляцией на термореактивных связующих, с непосредственным водяным охлаждением.
Ротор гидрогенератора состоит из вала с насаженной на него втулкой н остова барабанного типа с расположенными на нем полюсами. Остов ротора по условиям транспортировки состоит из двух частей, стыкуемых плитами и стяжными шпильками.
Полюсы крепятся к ободу болтами. Катушки полюсов состоят из полой меди и непосредственно охлаждаются водой. Сердечники полюсов, шихтуемые из тонколи- 244
стопой стали, также имеют водяное охлаждение. Корпусная изоляция полюсов представляет собой твердоспрессоваииую гильзу из стеклянной ткани на термореактивиом лаке. Витковая изоляция непрерывная, выполнена стеклянной лентой, пропитанной терморсактивным лаком.
Подшипники генератора выполнены стоякового типа н состоят нз самоустанав- ливасмых сегментов, расположенных в два ряда. Смазка и охлаждение подшипника осуществляются устройством, расположенным вис капсулы. Для устранения проникновения паров масла и его протечек по валу используются лабиринтные уплотнения. Подшипник допускает многократные пуски и остановки при обеспечении непрерывной циркуляции масла.
Прямая и обратная нагрузки, вызываемые реакцией воды, воспринимаются подпятником и контрподпятником. Опорой подпятника является фланец вала генератора. Сегменты подпятника и контрподпятника выполнены нз стали, облицованной баббитом, и лежат на упругом пружинном основании. Диск подпятника электрически изолирован от вала. Масло для смазки и охлаждения подается в ванну снизу.
Температура в узлах генератора измеряется с помощью медных термометров сопротивления, которые устанавливаются на входе и выходе воды из обмотки статора и ротора, в сегментах подпятника, контрподпятника и опорных подшипников, на горячем масле и для измерения температуры внутри капсулы. Вторичным прибором для термометров сопротивления является система теплового контроля, обеспечивающая измерения, сигнализацию и защиту.
Предусмотрена система пожаротушения с автоматическим управлением. Система выполнена в виде кольцевых трубопроводов с форсунками.
Остановка генератора производится без использования специальных тормозных устройств.
Система возбуждения тиристорная по схеме самовозбуждения, кратность форсирования возбуждения гидрогенератора 2,5.
Капсульный гидрогенератор типа СГК 535/220-52 для Даугавпилсской ГЭС является составной частью капсулы гидроагрегата (см. рис. 17.2).
Основные номинальные параметры генератора следующие:
Мощность, МВ-А 42,22
Коэффициент мощности 0,9
Номинальное напряжение, кВ ... . 6,3 Частота вращения, об/мин115,4
Ток статора, А 3870
Ток возбуждения, А1243
Напряжение на кольцах ротора, В 327
Синхронное индуктивное сопротив
ление по продольной осн, % . . . 137 Динамический момент инерции, т-м3 1900 Отношение короткого замыкания . . 0,87
Корпус статора одним фланцем крепится к статору турбины, другим — к фланцу промежуточного кольца. Статор турбины и промежуточное кольцо являются опорами капсулы.
Ротор генератора насаживается на вал гидроагрегата при монтаже; вал состоит из двух частей, соединенных между собой фланцами.
В передней части капсулы размещается агрегат системы охлаждения, состоящий из осевого вентилятора с двигателем, а также воздухоохладители.
Корпус статора состоит из двух частей, части корпуса соединяются с помощью шпилек, которыми стягиваются стыковые плиты. Сердечник статора собирается из сегментов электротехнической стали толщиной 0.5 мм, шихтовка сегментов выполняется на монтаже. Нажимные пальцы сердечника выполнены из немагнитной стали. Обмотка статора двухслойная, стержневая, волновая, с двумя параллельными ветвями на фазу, изоляция обмотки термореактивная.
Остов ротора барабанного типа цельносварной, состоит из втулки, дисков обода и ребер жесткости.
Полюсы ротора выполнены из листов электротехнической стали толщиной 1 мм, стягиваются массивными щеками и шпильками. Полюсы крепятся к ободу болтами. Изоляция полюсов осуществляется с помощью стеклоткани на эпоксидных связующих.
Демпферная обмотка продольно-поперечная.
Вентиляция гидрогенератора радиальная, осуществляется по замкнутому циклу внутри капсулы при нормальном атмосферном давлении.
Генератор имеет систему торможения, выполненную в виде пневматических поршневых тормозов и трубопроводов. При подаче в тормоза воздуха при давлении 0,7 МПа гидроагрегат тормозится на 15 % номинальной частоты вращения.
Система возбуждения статическая, тиристорная, параллельного самовозбуждения, ее параметры следующие:
Номинальное выпрямленное напряжение, В370
Номинальный выпрямленный ток, А 1600
Краткость форсирования:
по напряжению2,5
по току возбуждения2,0
Глава 18
СИСТЕМЫ ВОЗБУЖДЕНИЯ
ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ
В настоящее время наиболее широкое распространение получили системы возбуждения с полупроводниковыми вентилями. При этом используются схемы как независимого возбуждения, так и самовозбуждения. И в тех н в других системах применяются трехфазные мостовые схемы выпрямления, так как в них можно иметь наименьшее число последовательно соединенных тиристоров. Схемы преобразования могут быть одногрупповымн н двухгруппо- вымн. В последних один выпрямитель включается на полное напряжение источника питания, а второй — на отпайки его обмотки. При этом выпрямители работают с различными углами управления. В нормальных режимах ток возбуждения идет главным образом через рабочую группу электрических вентилей, в режимах форсирования — через группу форсировочных вентилей.
На стороне постоянного тока оба выпрямителя соединяются параллельно. Схема с одной группой вентилей применяется при кратности форсирования до К ■=• 2,5, схема с двумя группами вентилей — при Л —3™4.
При независимом возбуждении (рис. 18.1) в качестве источника питания
используется вспомогательный генератор ВГ, который устанавливается в зоне между ротором генератора и верхней крестовиной, и, как правило, благодаря достаточно большому диаметру для его размещения не требуется повышения высотных размеров генератора. Вспомогательный генератор представляет собой явнополюсную синхронную машину, рассчитанную на работу с выпрямительной нагрузкой. Обмотка статора вспомогательного генератора в случае двухмостовой схемы выпрямления выполнена с отпайками: рабочий мост подключей к отпайкам, форенровочный мост— на полное фазное напряжение. Кроме того, отдельные части обмотки могут выполняться с различным числом параллельных ветвей — большим в более нагруженной рабочей части обмотки и меньшим в остальной части.
Рис. 18.1. Схема системы независимого возбуждения генератора
Рис. 18.2. Схема системы самовозбуждения генератора
Обмотка возбуждения гидрогенератора Г получает питание от тиристорного выпрямителя В1. Возбуждение синхронного гидрогенератора ВГ осуществляется тиристорным выпрямителем В2, получающим питание от выводов ВГ через трансформатор Т. Таким образом, для вспомогательного генератора применяется система тиристорного самовозбуждения.
Принципиальная схема системы самовозбуждения гидрогенератора показана на рис 182. В общем случае в схеме имеются последовательные вольтодобавочные трансформаторы ВТ. Тиристорный преобразователь В может выполняться как по одногрупповой, так и по двухгрупповой схеме. Гашение поля в нормальных эксплуатационных режимах осуществляется инвертированием, а в аварийных режимах — автоматом гашения поля.
Системы возбуждения должны обеспечивать в продолжительном режиме работы ток и напряжение, превышающие номинальные значения тока и напряжения не менее чем на 10 %. Кратность форсирования напряжения и кратность форсирования тока возбуждения должны быть не менее К = 2, а скорость нарастания напряжения возбуждения при заданном снижении напряжения на входе АРВ и при внезапных коротких замыканиях в сети — не менее 2 отн.ед/с.
Для гидрогенераторов мощностью 100 МВт и более рекомендуется применять быстродействующие системы возбуждения, обеспечивающие нарастание напряжения от номинального до 95 % предельного значения за время не более 0,08 с. Предельное напряжение возбуждения должно достигаться при снижении напряжения на входе АРВ на 5 % при кратности форсирования до К = 3 и на 7.5 % при большей кратности форсирования.
Для систем параллельного самовозбуждения без' последовательных вольтодобавочных трансформаторов требования по кратности форсирования и быстродействию должны выполняться при следующих условиях: напряжение прямой последовательности на зажимах генератора при любом коротком замыкании должно быть больше 0,8 поминального; напряжение прямой последовательности должно быть меньше 0,8 номи
нального при длительности короткого замыкания не более 0,18 с для сети напряжением 110 кВ и выше к не более 0,3 с для сети напряжением 35 кВ и ниже, причем после отключения короткого замыкания напряжение должно превышать 0,8 номинального. Если второе из этих условий не выполняется, то допускается снижение кратности форсирования до значения, равного произведению напряжения прямой последовательности в относительных единицах на коэффициент 2,5. Требования к скорости нарастания напряжения возбуждения в этом случае не предъявляются.
Для выполнения указанных условий система параллельного самовозбуждения должна выполняться с кратностью форсирования К = 2,5 вместо К =» 2 при номинальном напряжении питания.
Полупроводниковая система возбуждения должна обладать внутренним резервированием. Если число параллельных ветвей или число фаз не более трех, то при выходе из строя одной ветви или фазы должка обеспечиваться работа с номинальной нагрузкой при номинальном напряжения н запасе по статической устойчивости 20 % (без учета АРВ), при этом ток возбуждения нс должен быть менее тока холостого хода.
Если число параллельных ветвей или фаз равно четырем и более, то выход из строя одной ветви или фазы не должен приводить ин к каким ограничениям, включая форсирование возбуждения. При выходе из строя двух параллельных ветвей или фаз осуществляется автоматическое ограничение или запрещение форсирования и рассмотренные выше режимы обеспечиваются при числе параллельных ветвей или фаз не более трех.
В отечественной практике системы возбуждения рассчитываются па двукратный номинальный ток возбуждения в течение не менее 50 с и для гидрогенераторов с косвенной системой охлаждения и не менее 20 с для гидрогенераторов с непосредственным водяным и форснровалным воздушным охлаждением.
Гашение поля гидрогенератора может осуществляться включением обмотки возбуждения на разрядное устройство (сопротив- леине, дугогаснтельная решетка), переводом преобразователя в инверторный режим. Кроме того, возможно гашение поля гидрогенератора путем гашения поля возбудителя или сочетанием обоих способов.
УНИФИЦИРОВАННЫЕ СИСТЕМЫвозбуждения
Отечественной промышленностью для гидрогенераторов средней мощности разработана унифицированная тиристорная система параллельного самовозбуждения, выполненная по одногрупповой схеме и состоящая из двух параллельно включенных тиристорных преобразователей, каждый из
которых должен быть рассчитан на обеспечение возбуждения генератора прн номинальной активной мощности и cos ср» I.
Тиристорные преобразователи разработаны на тиристорах Т630 с естественным воздушным охлаждением.
Тиристорные преобразователи подключены через выпрямительный трансформатор к шинам генератора. Первичная обмотка выпрямительного трансформатора без коммутационной аппаратуры подключается к выводам машины.
Форсирование возбуждения осуществляется полным открытием тиристором. Раз- возбуждение н гашение поля генератора •осуществляются переводом преобразователей в инверторный режим.
Регулирование возбуждения осуществляется полупроводниковым регулятором возбуждения, воздействующим на систему управления преобразователей. Имеется также блок дистанционного управления, представляющий собой регулятор пропорционального действия, вступающий в работу при отключении основного регулятора возбуждения.
Каждая система управления тиристорными преобразователями получает питание от своего трансформатора собственных нужд с вторичным напряжением 380 В, подключенным к вторичной обмотке выпрямительного трансформатора.
Начальное возбуждение генератора при включении в сеть методом точной синхро- низацин осуществляется кратковременным подключением обмотки ротора через разделительные диоды и добавочное сопротивление к аккумуляторной батарее или к выпрямительному устройству, получающему питание от шин собственных нужд напряжением 380 В.
Для защиты обмотки ротора и тиристорных преобразователей от перенапряжений устанавливается тирнсторый разрядник многократного действия.
Система управления тиристорами обеспечивает формирование импульсов, отпирающих тиристоры, и изменение фазы этих импульсов в соответствии с напряжением управления, поступающим на вход системы управления.
В состав системы входят блок фильтра (БФ), блок синхронизирующих напряжений (БСН), блок управления (БУ), блок выходных усилителей (БВУ), блок питания управления (БПУ), блок питания резервный (БПР), блок выходного трансформатора (БВТ).
В БСН поступает напряжение из БФ. Здесь формируются синхронизирующие напряжения, определяющие рабочие углы регулирования, а также их минимальное и максимальное значения. Синхронизирующие напряжения поступают в БУ, который содержит шесть (по числу каналов управления) ячеек фазосмещення и формирования длительности управляющих импульсов к
одну, общую на все каналы ячейку напряжений смещения. На вход каждой из ячеек фазосмещення поступают также управляющие напряжения от регуляторов возбуждения, устройств ограничения нагрузки, датчика тока ротора.
Сформированные по фазе и длительности импульсы поступают в БВУ, который содержит две ячейки съема (ПС1, П<32), ячейку реле (ПР), две ячейки ограничения (ПО1, ПО2) и шесть ячеек выходных усилителей ПВУ. На вход ячеек ПС1 н ПС2 поступают сигналы от датчиков тока плеча преобразователя н сигнал общего съема управляющих импульсов. На вход ячеек ограничения ПО1, hO2 поступают сигналы с ячеек ПУ блока БУ и сигналы с ячеек ПС1 и ПС2.
Ниже приведены основные данные одной из систем возбуждения, входящей в унифицированный ряд:
Номинальное напряжение, В:
системы возбуждения370
преобразователя 1050
Номинальный ток, А:
системы возбуждения 2500 преобразователя 1600
Ток в режиме форсирования. А: системы возбуждения 4545 преобразователя 3200
Напряжение в режиме форсирования при токе форсирования, В:
системы возбуждения . ,\ . . 825 преобразователя 1050
Кратность форсирования, не менее: по напряжению2,5
по току возбуждения2
Максимальная длительность режима форсирования, с 20
Ток возбуждения при отсутствии одного вентиля в плече каждого преобразователя или прн раздельной работе преобразователей с полным числом вентилей, А .»1600
Время достижения 95 % предельного напряжения возбуждения при форсировании, прн изменении на 5 % напряжения прямой последовательности на входе АРВ по сравнению с уставкой, с, менее . . . . 0,06
Потребляемая мощность от трансформатора собственных нужд по цепям напряжением 380 В и частотой 50 Гц, Вт . . „1200
Потребляемая мощность от аккумуляторной батареи постоянного тока напряжением 220 В, Вт:
длительно . . . 120
кратковременно 1200
Потребление от измерительных трансформаторов напряжения на фазу, В А, не более12
Потребление от измерительных трансформаторов тока статора на фазу, В-A, не болееЮ
Потребление от измерительных трансформаторов тока системы возбуждения на фазу, В-А, не более . . . 10
Масса, кг:
трансформатора выпрямительного 8000 тиристорного преобразователя . . . 1600 шкафа силового ввода 900
шкафа управления, защиты и сигнализации . . . . 400
Габаритные размеры, мм:
шкафа преобразователя 2250X800X4200
шкафа управления . 2250X800X1600 трансформатора . 3100X1450X2100
СИСТЕМЫ ВОЗБУЖДЕНИЯ
ДВИГАТЕЛЕП-ГЕНЕРАТОРОВ ГАЭСи двигателей насосных
СТАНЦИИ
В современных двигателях-генераторах, как правило, используется статическая тиристорная система возбуждения по схеме самовозбуждения.
Ниже дается описание системы возбуждения на примере двигателя-генератора Загорской ГАЭС.
Система возбуждения (рис. 18.3) выполнена по схеме параллельного самовозбуждения без последователькнх вольтодобавочных Трансформаторов. Обмотка ротора питается от двух параллельно соединенных статических тиристорных преобразователей ф1% U2), представляющих собой одну группу вентилей с ДС-цепями. Тиристорные преобразователи подключены через выпрямительный трансформатор TU к выводам низшего напряжения повышающего трансформатора. Такое подключение выпрямительного трансформатора позволяет осуществить пуск обратимого гидроагрегата с помощью тиристорного преобразователя частоты и электрическое торможение без дополнительных устройств началь-
Рис. 18.3. Схема системы возбуждения двигателя-генератора Загорской ГАЭС
ного возбуждения. Первичная обмотка выпрямительного трансформатора непосредственно подключена к преобразователям с помощью разъединителей.
Тиристорные преобразователи собраны по трехфазной мостовой схеме и соединены параллельно на стороне постоянного- тока. Тиристорные преобразователи выполнены с естественным воздушным охлаждением. При совместной работе преобразователи обеспечивают номинальный ток ротора двигателя-генератора и двойной ток ротора в режиме форсирования возбуждения в течение 50 с. При раздельной работе преобразователей длительно обеспечивается режим работы двигателя-генератора с током ротора 1100 А, при этом автоматически вводится запрет форсирования.
Форсирование возбуждения осуществляется полным открытием тиристоров. Развозбужденне и гашение поля машины в нормальных режимах и при нормальном останове гидроагрегата осуществляются автоматическим регулятором возбуждения AVM, воздействующим на системы управления преобразователями AU1 и AU2. В случае отказа автоматического регулятора его выход шунтируется и включается в работу резервный регулятор AVN, который из ведомого режима переходит в ведущий режим.
Автоматический регулятор возбуждения AVM и системы управления тиристорных преобразователей получают питание от трансформаторов собственных нужд TL, подключенных к вторичной обмотке выпрямительного трансформатора.
Система возбуждения обеспечивает возможность включения двигателя-генератора в сеть методом точной автоматической и ручной синхронизации в нормальных режимах работы энергосистемы и методом самосинхронизации в аварийных режимах. Для включения гидроагрегата в сеть методом синхронизация предусмотрены сопротивление самосинхронизации и контактор самосинхронизации, подключающий сопротивление самосинхронизации к ротору на период пуска.
Для обеспечения прямого асинхронного пуска в насосный режим ротор шунтируется автоматом гашения поля.
Для осуществления частотного пуска в режиме двигателя и электрического торможения гидроагрегата ротор подключается к статическому преобразователю частоты выключателем.
При переводе обратимого гидроагрегата из генераторного режима в двигательный и наоборот происходит изменение чередования фаз статора: АВС для генераторного режима и СВА для двигательного- режима. Изменение чередования фаз осуществляется с помощью выключателей генераторного и двигательного режимов.
Для защиты обмотки ротора и тиристорных преобразователей от перенапря-
женин, возникающих в аварийных режимах, устанавливается разрядник многократного действия.
Основные данные системы возбуждения:
Номинальное напряже
ние, В'. 300
Номинальный ток, А . . 2000
Напряжение в режиме
форсирования. В . . 682
Ток в режиме форси
рования, А . . . . 3640
Кратность форсирования:
по току2,17
по напряжению . . 2,84 Максимальная длительность форсирования, с 2 Габаритные размеры,
преобразователя 4800X800X2550
выпрямительного
тра нсформ атора2100Х1450X3100
Масса, кг:
тиристорного преоб
разователя . . , 3350 трансформатора вы
прямительного 8300
Система возбуждения двигателей для насосных станций статическая тиристорная состоит из следующих основных узлов: тиристорного выпрямителя (как правило, трехфазного мостового), выпрямительного трансформатора, системы управления тиристорным преобразователем, системы защиты тиристоров от перенапря
жения, нелинейных или линейных резисторов, релейной схемы пуска.
Регулирование тока возбуждения осуществляется изменением угла отпирания тиристоров. При пуске двигателей на подсин- хронной частоте тиристоры отпираются с электрическим углом, соответствующим максимальному напряжению возбуждения. Длительность форсирования при этом около 1 с.
Тиристорный возбудитель управляет пуском и остановкой двигателя. При пуске, когда в обмотке ротора индуцируется переменная ЭДС, обмотка включается на резистор. При постоянно включенном резисторе он осуществляет также защиту тиристоров при переходных режимах. При пуске тиристорный преобразователь запирается, обмотка возбуждения включается на разрядный резистор через тиристорный ключ, который представляет собой два встречно-параллельных тиристора. К концу пуска, когда напряжение на обмотке ротора падает, включается тиристорный преобразователь, тиристоры ключа запираются, управление тиристорным ключом производится стабилитроном.
Тиристорные возбудители осуществляют гашение поля ротора переводом из выпрямительного в инверторный режим при отключениях двигателя от сети. В возбудителях предусмотрена также зашита двигателя от асинхронного режима. При нарушении синхронизма во внешнюю цепь подается сигнал, автоматически происходит инвертирование и возбудитель переходит в исходное предпусковое состояние. Гашение поля при замкнутой обмотке статора длится порядка 0,5 с.
Раздел 4
ГИДРОАГРЕГАТЫ ГЭС
Глава 19
ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ И КОМПОНОВКА ГИДРОАГРЕГАТА
19.L ВЫБОР РАСЧЕТНОГО НАПОРА
ТУРБИНЫ И МОЩНОСТИ ГЕНЕРАТОРА
Различают напоры максимальный Нм*Хс, оптимальный Но, при котором КПД турбины достигает максимального значения при работе турбины с оптимальной мощностью, средневзвешенный по мощности НСр.»з = YN НМ
= ^ ———, расчетный //Р,_по которому выбирается диаметр турбины, гарантированный НТЖр, минимальный Hu«*, пусковой Hn^tx, при котором вводится в экплуата- цию первый гидроагрегат при недостроенной плотине.
Расчетным напором турбины наэы- вастбя такой минимальный напор, при ко
тором турбина обеспечивает получение номинальной мощности генератора при расчетном cos <р.
Гарантированным считается напор в энергетически напряженный период года, когда должно быть обеспечено гарантированное участие ГЭС в покрытии максимума нагрузки энергосистемы. Чаще всего гарантированным оказывается напор в период прохождения годового максимума нагрузки, т. е. напор в декабре — январе расчетного маловодного года.
Гарантированная мощность ГЭС должна быть обеспечена по поде и напору. Поэтому наряду с гарантированным зарегулированным расходом воды должен обеспечиваться гарантированный напор.
2030 tD SO 6070 ВО ^.МВг2030 tD SO 6070 ВО ^.МВгРис. 19.1. К выбору расчетного напора турбины н мощности генератора: д — экеплужтжционнжя характеристика гидроагрегата; б — кривые зависимости максимального рас хода турбины от напораРис. 19.1. К выбору расчетного напора турбины н мощности генератора: д — экеплужтжционнжя характеристика гидроагрегата; б — кривые зависимости максимального рас хода турбины от напораПри напорах ниже расчетного (Я < < HF) мощность гидроагрегата ограничивается мощностью турбины. Если не допускается форсирование мощности генератора, то при напорах выше расчетного (Я > Яр) мощность гидроагрегата ограничивается по номинальной мощности Р* генератора и остается постоянной, равной номинальной мощности гидроагрегата (Р = **РЖ'), если cos<p генератора не меняется. При этом в зоне напоров от Яр до Ям«с мощность турбины недоиспользуется.
2030 tD SO 6070 ВО ^.МВг
2030 tD SO 6070 ВО ^.МВг
Рис. 19.1. К выбору расчетного напора турбины н мощности генератора: д — экеплужтжционнжя характеристика гидроагрегата; б — кривые зависимости максимального рас хода турбины от напора
Рис. 19.1. К выбору расчетного напора турбины н мощности генератора: д — экеплужтжционнжя характеристика гидроагрегата; б — кривые зависимости максимального рас хода турбины от напора
На рис. 19.1 представлена эксплуатационная характеристика гидроагрегата без форсирования мощности генератора. На характеристике показаны линии напоров (Ям,,, Яг.р, Яр, Яо и Я*екс) И ЛИНИИ ОГрЭ- нячення мощности гидроагрегата по турбине (/-2) и по генератору (2-5). Линия 2-4 показывает возможную по турбине мощность гидроагрегата при напоре выше расчетного.
Диаметр турбины определяется по номинальной мощности гидроагрегата и расчетному капору. При округлении диаметра турбины до ближайшего унифицированного значения и частоты вращения до синхронной частоты изменяются параметры гидроагрегата. При этом для использования полной мощности турбины в общем случае необходимо изменить или расчетный напор, или номинальную мощность турбины.
При выбранном диаметре турбины изменение расчетного напора Яр потребует изменения мощности генератора. Чем выше будет назначаться расчетный напор ЯР, тем больше должна быть мощность генератора, и наоборот. Следовательно, прн заданном числе турбин и их диаметре увеличение расчетного напора ЯР влечет за собой некоторое увеличение установленной мощности ГЭС. Необходимо учитывать, что установленная мощность ГЭС уточняется и
окончательно определяется в процессе выбора параметров гидроагрегатов.
Расчетный напор турбины Яр обычно i; находится в пределах между гарантированным напором Яг*р и средневзвешенным ? напором ГЭС: ЯСР. *э ^ Яр ^ Ht^
Определение расчетного напора турбин и мощности генератора целесообразно рассмотреть применительно к трем типовым случаям выбора установленной мощности ГЭС,
Установленная мощность ГЭС выбирается по ее гарантированной мощности в период прохождения годового максимума нагрузки энергосистемы. Этот случай типичен для энергосистем с большим сезонным снижением нагрузки, исключающим необходимость в ремонтном резерве мощности. Для рассматриваемых условий существенное значение имеет гарантированный напор. Неблагоприятным по напору может оказаться или маловодный, или многоводный год. Поэтому определяется напор Я1 для расчетного маловодного года и напор Я2 для расчетного многоводного года при использовании в суточном графике нагрузки гарантированной пиковой мощности ГЭС и аварийного резерва. Использование нагрузочного резерва не сказывается существенно на уровне нижнего бьефа. Наименьший по значению напор из Нх и Я2 принимается в качестве гарантированного напора. Для ГЭС с многолетним регулированием в большинстве случаев вследствие сработок водохранилища меньшим оказывается напор с маловодный год; для ГЭС с годичным регулированием вследствие высокого уровня нижнего бьефа меньшим может оказаться напор в многоводный год.
Так как габариты спиральной камеры определяются по диаметру рабочего колеса
турбины Di. то при заданных числе, типе и диаметре турбин повышение напора сверх гарантированного позволяет получить уве- лнчсинс установленной мощности ГЭС только за счет увеличения мощности генератора, трансформатора и пропускной способности ВЛ. Может потребоваться также увеличение грузоподъемности кранов из-за увеличения массы генератора я заглубление здания ГЭС вследствие изменения значения допустимой высоты отсасывания. При детальных расчетах надо учитывать увеличение габаритов спиральной камеры. При повышении Нр увеличивается пропускная способность (максимальный расход воды) турбии при высоких напорах (рис. 19.1), что позволяет получить в паводок дополнительную выработку энергии. Обычно улучшается также зона работы турбины на характеристике, и довольно часто повышается общий КПД ГЭС за счет более полного использования части характеристики с высокими значениями КПД. На рис. 19.1 показано увеличение мощности генератора с Р| •=■ Л^ЛГ Д° Р\ " Лг^! и увеличение пропускной способности турбин при повышении напора с Htep до Нр. Подсчитав приращение затрат по ГЭС АЗГЭС при увеличении мощности ее генераторов и экономию затрат по ^энергосистеме ДЗ,. можно по условию АЗГЭС«ДЗЭ определить наивыгоднейшую мощность генератора, например Рр и вместе с тем определить расчетный напор Нр. Тогда линия ограничения мощности по генератору будет
На ГЭС устанавливается ремонтный резерв мощности энергосистемы. Этот случай типичен для систем с небольшим сезонным снижением нагрузки, которое недостаточно для проведения ремонта гидроагрегатов. Для таких систем необходим ремонтный резерв мощности. Увеличение мощности генераторов при данном диаметре турбин позволяет увеличить установленную мощность ГЭС и тем самым получить ремонтный резерв при небольших затратах. Значение заменяемой мощности определяется по среднему приращению используемой мощности ГЭС в расчетный маловодный год. Заменяемой может быть мощность тепловой электростанции или мощность намечаемой к строительству другой ГЭС.
_ Подсчитав увеличение затрат по ГЭС ДЗГэс и экономию затрат по заменяемой мощности АЗ,, можно по условию АЗГЭС s ^Д38 определить наивыгоднейшую мощность генератора. Соответствующий этой мощности напор считается расчетным.
Н а ГЭС устанавливается сезонная дублирующая мощность. Этот случай может иметь место, когда незарегулированная или мало зарегу
лированная ГЭС предназначается для работы в энергосистеме с большим сезонным снижением нагрузки, достаточным для проведения ремонта агрегатов ТЭС. В данном случае определяется выгодность увеличения мощности генератора для выработки сезонной электроэнергии и получения экономии топлива в системе. Сопоставляя дополнительные затраты по ГЭС при увеличении мощности ее генераторов с экономией затрат на топливо в энергосистеме, можно определить нанвыгоднейшую мощность генератора н тем самым получить значение
Интенсификация использования генераторов. Если в отдельные периоды года при избытке воды в реке напор ГЭС бывает больше расчетного, то необходимо рассмотреть вопрос о целесообразности работы генераторов в эти периоды с повышенным соб<р, например до 0,9—0,95. Это позволит получить дополнительную выработку электроэнергии, так как турбина при Н 2> Нр может давать повышенную мощность. В таких случаях мощность турбины надо увеличить на несколько процентов сверх номинальной, провести расчеты на прочность ее элементов, проверить допустимую высоту отсасывания и т. д.
Для некоторых построенных ГАЭС зарубежные фирмы допускали в генераторном режиме двухтемпературный режим перегрева обмотки электрической машины. Длительный режим допускает перегрев обмоток по сравнению с температурой охладителя на AOj » 60 еС, кратковременный — длительностью 3—4 ч на Л62 ■=■ 80 СС.
Габаритные размеры электрической машины определяются по длительному режиму при ЛО1 « 60 °C и cos <р = 1. При кратковременных форсированных нагрузках при Л62 = 80 °C КПД снижается на 1—2 %, но мощность получается значится!.но больше номинальной. Например, на ГЛЭС Ладингтон (США) номинальная мощность генератора составляет 312 МВт, форсированная мощность — 365 МВт. При шести установленных гидроагрегатах на данной ГАЭС дополнительная кратковременная мощность превышает номинальную мощность на 300 МВт. На ГАЭС Виаиден II (Люксембург) номинальная мощность электрической машины в генераторном режиме составляет 200 МВт, форсированная — 240 МВт. На ГАЭС Кисенияма (Япония), мощности электрической машины в генераторном режиме соответственно равны 230 и 250 МВт.
Идея двухтемпературного режима перегрева обмоток генераторов в ряде случаев могла бы быть использована и ня некоторых гидроэлектростанциях, работающих п маловодные сезоны годя п пиковом режиме.
В последние 10—15 лет качество изоляции обмоток генераторов значительно по-
^^Рис. 19.2. Зависимости коэффициента уровня быстроходности к гидротурбин различных систем от напораРис. 19.2. Зависимости коэффициента уровня быстроходности к гидротурбин различных систем от напораРис. 19.3. Зависимость диаметра рабочего колеса гидротурбин различных систем от напора при параметрах турбины N = 0,736 кВт и II = 1 мРис. 19.3. Зависимость диаметра рабочего колеса гидротурбин различных систем от напора при параметрах турбины N = 0,736 кВт и II = 1 мРис. 19.4. Зависимость максимального коэффициента кавитации Омаке гидротурбин различных систем от быстроходности л.Рис. 19.4. Зависимость максимального коэффициента кавитации Омаке гидротурбин различных систем от быстроходности л.
^
^
Рис. 19.2. Зависимости коэффициента уровня быстроходности к гидротурбин различных систем от напора
Рис. 19.2. Зависимости коэффициента уровня быстроходности к гидротурбин различных систем от напора
Рис. 19.3. Зависимость диаметра рабочего колеса гидротурбин различных систем от напора при параметрах турбины N = 0,736 кВт и II = 1 м
Рис. 19.3. Зависимость диаметра рабочего колеса гидротурбин различных систем от напора при параметрах турбины N = 0,736 кВт и II = 1 м
Рис. 19.4. Зависимость максимального коэффициента кавитации Омаке гидротурбин различных систем от быстроходности л.
Рис. 19.4. Зависимость максимального коэффициента кавитации Омаке гидротурбин различных систем от быстроходности л.
высилось и увеличились допустимые значения температуры их нагрева. Так, для тер- мореактивиой изоляции максимальная температура составляет НО °C. По ГОСТ 5616—81 при замкнутой воздушной системе косвенного охлаждения генераторов расчетная температура входящего воздуха принимается равной 35 °C. При этом возможный максимальный перегрев обмоток составляет 105 °C. Если ограничиться максимальной температурой обмоток 120 °C, то и в этом случае допустимое превышение температуры обмоток по сравнению с температурой входящего воздуха составит 85 °C.
В маловодные сезоны года, например зимой, температура воздуха значительно снижается. Если для расчета принять температуру воздуха, входящего в охладитель, 25 °C, то допустимое превышение температуры обмоток достигнет 100 °C. Этот перепад температуры получится при форсировании мощности генератора по сравнению с его номинальной мощностью.
При других системах охлаждения генератора необходимо учитывать специфические условия. Например, при воздушной разомкнутой системе охлаждения (которая применяется для генераторов небольшой мощности) расчетная температура входящего воздуха по ГОСТ 5616—81 принимается 40 *С. При непосредственном водяном охлаждении обмоток генератора температура выходящей воды допускается не выше 65 еС, чтобы температура обмоток была ниже 100 °C для исключения опасности кипения Воды в обмотках генератора.
Кратковременное форсирование мощности генераторов на 10—15 % в период прохождения максимума нагрузки энергосистемы может дать существенный энергетический эффект. Форсированной мощности ге
нератора Рф должна соответствовать повышенная (форсированная) мощность турбины
Мощность турбины Л'ф при заданном диаметре рабочего колеса может быть получена только при напоре, большем расчетного, и должна быть обеспечена водой.
Если генераторы пиковых ГЭС будут изготавливаться с учетом кратковременного форсирования мощности, то потребуется пересмотреть вопрос о расчетном напоре турбины, проверить и, в случае необходимости, повысить конструктивную прочность рабочего колеса и других элементов турбины.
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯВЫБОРА ГИДРОТУРБИН
Для проектируемой ГЭС обычно могут быть выбраны гидротурбины двух или даже трех систем. Кроме того, для одной системы каждый из возможных типов гидротурбин может отличаться по конструкциям рабочего колеса и других элементов проточной части, и, наконец, на проектируемой ГЭС могут быть установлены гидротурбины различных размеров. Выбор оптимального варианта гидротурбин производится на основании технико-экономических расчетов.
Для приближенного сопоставления гидротурбин различных систем удобно пользоваться обобщенными характеристиками, полученными при сопоставлении параметров гидротурбин, изготовленных в СССР и за рубежом.
Зависимости коэффициента уровня быстроходности 6 (см. § 1.4) от напора для>
отечественных и зарубежных гидротурбин различных систем приведены на рис. 19.2. Принятые значения к примерно соответствуют современному уровню развития гнд- ротурбостроения. Для каждого типа турбин с.помощью зависимости QiHgKCafW)- взаимосвязанной с исходной зависимостью к = ЦНу может быть построена зависимость Ь^ЦН) для гидротурбин мощностью N — \ л. с. .«= 0,736 кВт и напором II = 1 м (рис. 19.3).
Для сопоставления кавитационных свойств гидротурбин различных систем можно использовать обобщенную зависимость Омаке •=■ /(л,) (рис. 19.4), полученную по
данным табл. 6.2, 6.3, 6.6, 6.8. Определяя л, =к№ по рис. 19.2 и находя соответствующие этому Омаке (по рИС. 19.4), МОЖНО построить зависимость Ои,кс = /(Д) для гидротурбин различных систем (рис. 19.5). Эти зависимости дают представление о кавитационных свойствах гидротурбин различных систем при условии, если уровни к соответствуют исходным значениям.
Использование гидротурбин различных систем имеет свои особенности.
Горизонтальные капсульные гидротурбины существенно превосходят вертикальные ПЛ гидротурбины по пропускной способ-
яостя *, уровню КПД при оптимальных режимах (на 0,5—2 %) и имеют меньшие относительные габаритные размеры агрегатных блоков. Капитальные вложения в ГЭС с горизонтальными капсульными гидроагрегатами меньше на 15—20 % по сравнению с капитальными вложениями в ГЭС той же мощности, но с вертикальными гидроагрегатами. Вместе с тем горизонтальные капсульные гидротурбины более сложны в эксплуатации, что увеличивает эксплуатационные расходы на ГЭС, они более трудоемки и металлоемки, чем вертикальные ПЛ гидротурбины.
Вертикальные ПЛ осевые гидротурбины по сравнению с РО гидротурбинами обладают более пологими рабочими характеристиками при изменении мощности гидротурбин. В то же время РО гидротурбины превосходят ПЛ гидротурбины по максимальному КПД на 0,5—2 %, они менее металлоемки и более просты в эксплуатации. Из-за лучших кавитационных качеств требуемое заглубление их меньше, чем у ПЛ гидротурбин. В случае применения РО гидротурбин исключается возможность загрязнения рек маслом.
Диагональные ПЛ гидротурбины имеют лучшие кавитационные свойства, чем осевые ПЛ гидротурбины, превосходят их по максимальному КПД, однако уступают по габаритным размерам проточной части и имеют несколько меньшую частоту вращения.
На практике это преимущество не всегда реализуется, что можно объяснить стремлением проектировщиков не увеличивать заглубление гидроагрегата (см. рис. 19.2).
254
Диагональные гидротурбины по сравнению с РО гидротурбинами имеют более пологие рабочие характеристики, однакоус- тупают последним по максимальному КПД, по кавитационным качествам, по относительным размерам проточной части и по металлоемкости.
Пропеллерные гидротурбины дешевле поворотно-лопастных гидротурбин, однако из-за узкой зоны высоких значений КПД рабочих характеристик они могут применяться только на ГЭС с практически постоянными напорами и нагрузками на гидротурбину. Из-за меньших диаметров корпуса рабочего колеса пропеллерные гидротурбины превосходят ПЛ гидротурбины по кавитационным качествам. Перевод ПЛ гидротурбин на работу в пропеллерных режимах, что иногда практикуется па действующих ГЭС, может привести к сокращению срока службы гидротурбин из-за высокого уровня динамических напряжений при частичных нагрузках и при переходных режимах. На вновь проектируемых пропеллерных гидротурбинах лопастные системы принципиально отличаются от лопастных систем поворотно-лопастных гидротурбин. Для пропеллерных гидротурбин следует применять цилиндрические камеры рабочего кблеса. Такое изменение проточной части особенно сильно влияет на профиль лопастей диагональных гидротурбин. При этом пропеллерная диагональная гидротурбина практически трансформируется в радиально-осевую гидротурбину (без обода).
Ковшовые гидротурбины по сравнению с радиально-осевыми имеют меньшую пропускную способность, меньшие значения частоты вращения и меньшие значения максимального КПД (до 1,5 % при напорах меньше 400 м), но имеют очень пологие
рабочие характеристики при изменения мощности.
I При выборе числа гидроагрегатов существенное значение имеет металлоемкость
I я трудоемкость изготовления турбин. Для реактивных турбин мощность изменяется пропорционально Dp а металлоемкость гидротурбин — пропорционально D", где 3 >• > л > 2, т. е. расход металла на единицу установленной мощности увеличивается с увеличением Ds. Трудоемкость изготовления гидротурбин изменяется пропорционально D™, где 2 > m > 1, поэтому удельная трудоемкость изготовления освоенных в производстве типоразмеров с увеличением D, уменьшается, что достигается главным образом за счет сокращения трудозатрат на установочных операциях.
19.6. Частные графики для выбора параметров гидротурбины РО230/82219.6. Частные графики для выбора параметров гидротурбины РО230/822При определении Di (см. § 1.5) для радиально-осевых гидротурбин принимаются QJp на линии 95 % ^М1КС. Для поворотно-лопастных гидротурбин значения Q|p определяются технико-экономическим расчетом (см. § 19.3), а для ковшовых турбин принимается |QIp = Qj М1КС в соответствии с табл. 6.10.
19.6. Частные графики для выбора параметров гидротурбины РО230/822
19.6. Частные графики для выбора параметров гидротурбины РО230/822
Значения КПД должны быть приняты равными КПД турбины в режимной точке с расчетным напором Нр и номинальной мощностью N. Полученное значение диаметра округляется до ближайшего значения в ряду предпочтительных чисел О(, указанных в табл. G.4.
Правильность выбора параметров контролируется расположением оптимума универсальной характеристики относительно полосы, ограниченной п, мзкс и л1мин. Если оптимум универсальной характеристики выходит за пределы указанной полосы, то параметры гидротурбины следует уточнить, изменив п и Dv
При выбранных отметках высотного расположения рабочего колеса унос металла вследствие кавитационной эрозии не должен превосходить значений. указанных в публикации МЭК № 609, 1978 г.
Отметка расположения гидротурбины должна быть выбрана так, чтобы обеспечить подтопление верхней части выходного сечения отсасывающей трубы при всех режимах не менее чем на 0,5 м.
Для ориентировочных расчетов по определению типа и параметров, например, РО турбин пользуются данными табл. 6.3. По
максимальному напору определяют тип колеса и для него принимаются макс Калинин 5 %-кого запаса мощности, определяют соответствующие значения а и zi|Of1T.
Зная расчетный напор, по формулам (1.18) и (7.9) подсчитывают диаметр рабочего колеса Dt и высоту отсасывания В,. Диаметр округляют до ближайшего предпочтительного значения (табл. 6.4) и по мему подсчитывают частоту вращения, пользуясь формулой (1.19). Частоту принимают ближайшей синхронной (§ 14.1).
Если основание здания ГЭС сложено из скальных пород и требуется большое заглубление здания ГЭС, то целесообразно рассмотреть вариант с более тихоходной турбиной. Диаметр ее будет больше, ко заглубление здания может существенно уменьшиться, и вариант с более тихоходной турбиной может оказаться более экономичным.
Для КОВШОВЫХ турбин ПО Вм*кс ИЗ табл, 6.9 определяют тип гидротурбины, по табл. 6.10 находят Q, макс и пх опт и затем подсчитывают диаметр рабочего колеса по формуле (1.18) и частоту вращения турбины по формуле (1.19).
Особый подход требуется для расчета параметров поворотно-лопастных турбин осевых, диагональных и капсульных. Для них приходится задавать два-три значения расчетного приведенного расхода QIonT и Q| макс» и для них по соответствующим табл. 6.2, £.6, 6.8 определяют значения о и пх 6пт. По этим данным, пользуясь формулами (1.18) п (7.8), или (7.9), или (7.7), подсчитывают значения диаметров рабочего колеса Dt и D\u*x и соответствующие высоты отсасывания //,.
Па практике оптимальное решение по- лучается для подземных ГЭС при значениях Q|p, сравнительно близких к Q|uaKC а для наземных ГЭС QJ uaKC > Q^p > Q[o-
На предварительных стадиях проектирования гидротурбин, когда рассматривается большое число вариантов, для выбора л и Dx удобно пользоваться также частными графиками (рис. 19.6).
Для более детальных расчетов пользуются универсальными характеристиками (см. § 19.3).
ПРИМЕРЫ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОАГРЕГАТА
Исходные данные: мощность генератора Рн = 200 МВт; cos ф = 0,85; КПД генератора т|ген = 0,98; напоры 77мзкс"72 и» 7/р = 64 м, //Ср. вз^бб м, //мин = 60 м. //пуск "“ 40 м.
Номинальная мощность турбины, МВт, равна:
N = 200/0,98 = 204.
Для заданных параметров согласно номенклатуре следует выбирать турбину РО75, из универсальной характеристики (рис. 19.7) ^^опт —80 об/мин. Если л,опт будет соответствовать средневзвешенному напору //ср. вэ. то получим оптимальное значение среднего эксплуатационного КПД турбины. Для расчетного и средневзвешенного напоров из формулы (1.11) для л, можно получить расчетную приведенную частоту вращения:
Л1р " П1 ОПТ д/^ср. вз/^р*
Л|р;^81 об/мин. Из универсальной характеристики для «[ =81 об/мин получаем на линии 5 %-ного запаса мощности расчетный приведенный расход QXp~ 1200 л/с и акр«0,13; КПД натурной турбины следует принимать для номинальной мощности с учетом поправки на диаметр Ч^Чм+АЛ* где -qM — КПД модели. Ориентировочно примем Чн = 0,92.
Определяем диаметр рабочего колеса, м:
V 9,81 • 1,2 • 64-6 • 0,92
Принимаем согласно стандарту Dt = 6 м. Определяем по (7.3) максимальный
КПД турбины:в
Ян. макс — 1(1 Чм. макс) VD\uiD\ =
8
^ 1 _ (1 _ 0.918) V0.4G/G ^ 0,951.
При более детальных расчетах применяется формула (7.6)
Чн. макс я 1(1 Чм. макс) X
X [(1 - 0,75) + 0,75 VReM/Re„],
где Кеи, Кея — числа Рейнольдса модельной и натурной гидротурбин. Отношение чисел равно:
ReM/ReH = ^’мП,м VВи HUD Хч л/Вн .
В рассматриваемом случае
£)1и ~ 0,46 м; В у = 4 м1 Чм. макс == 0,918, £)1н = 6 м; Вп = 66 м.
Если температура воды в натурных условиях и при модельных исследованиях равна 0М = вм = 7 °C, то вязкость воды vM = == vM;
VReM/ReH — А /10,452.
V 6 V66
Рис. 19.7. Универсальная характеристика радиально-осевой турбины (D\ = 0,4G м) с зонами работы:/ — в нормальных условиях эксплуатации; 2 — при пусковом напореРис. 19.7. Универсальная характеристика радиально-осевой турбины (D\ = 0,4G м) с зонами работы:/ — в нормальных условиях эксплуатации; 2 — при пусковом напореТогда Пмакс= 1 -(1 -0,918) (0,25 4* 0,75 X X 0,452) = 0,9517.В модельных исследованиях при температуре воды ОМ = 7°С и натурных условиях при О к = 20 °C получим vM = — 1,42 - 10‘6 м2/с. vH = 1 • 10~6 м2/с, тогдаReH/RcH « -Дтг 0,018 87 — 0,013288;Тогда Пмакс= 1 -(1 -0,918) (0,25 4* 0,75 X X 0,452) = 0,9517.В модельных исследованиях при температуре воды ОМ = 7°С и натурных условиях при О к = 20 °C получим vM = — 1,42 - 10‘6 м2/с. vH = 1 • 10~6 м2/с, тогдаReH/RcH « -Дтг 0,018 87 — 0,013288;Поправка на приведенную частоту вращения, об/мин:Поправка на приведенную частоту вращения, об/мин:ДпДп/( опт/( опт(/ 0,951\ V 0,918(/ 0,951\ V 0,918Г /jbLJ^ V V Ям. максГ /jbLJ^ V V Ям. макс8 VRcm/R€h “ 0,4214.8 VRcm/R€h “ 0,4214.Уточненная приведенная частота при - щспия гидроагрегатаУточненная приведенная частота при - щспия гидроагрегатаВ этом случаеВ этом случаеЛ1 оптЛ1 опта,а,л/Мср. взл/Мср. вз/Д/! ( "/Д/! ( "
Рис. 19.7. Универсальная характеристика радиально-осевой турбины (D\ = 0,4G м) с зонами работы:
/ — в нормальных условиях эксплуатации; 2 — при пусковом напоре
Рис. 19.7. Универсальная характеристика радиально-осевой турбины (D\ = 0,4G м) с зонами работы:
/ — в нормальных условиях эксплуатации; 2 — при пусковом напоре
Тогда Пмакс= 1 -(1 -0,918) (0,25 4* 0,75 X X 0,452) = 0,9517.
В модельных исследованиях при температуре воды ОМ = 7°С и натурных условиях при О к = 20 °C получим vM = — 1,42 - 10‘6 м2/с. vH = 1 • 10~6 м2/с, тогда
ReH/RcH « -Дтг 0,018 87 — 0,013288;
Тогда Пмакс= 1 -(1 -0,918) (0,25 4* 0,75 X X 0,452) = 0,9517.
В модельных исследованиях при температуре воды ОМ = 7°С и натурных условиях при О к = 20 °C получим vM = — 1,42 - 10‘6 м2/с. vH = 1 • 10~6 м2/с, тогда
ReH/RcH « -Дтг 0,018 87 — 0,013288;
Поправка на приведенную частоту вращения, об/мин:
Поправка на приведенную частоту вращения, об/мин:
Дп
Дп
/
( опт
/
( опт
(/ 0,951
\ V 0,918
(/ 0,951
\ V 0,918
Г /jbLJ^ V V Ям. макс
Г /jbLJ^ V V Ям. макс
8 VRcm/R€h “ 0,4214.
8 VRcm/R€h “ 0,4214.
Уточненная приведенная частота при - щспия гидроагрегата
Уточненная приведенная частота при - щспия гидроагрегата
В этом случае
В этом случае
Л1 опт
Л1 опт
а,
а,
л/Мср. вз
л/Мср. вз
/
Д/! ( "
/
Д/! ( "
Ян. макс= 1 -(1 - 0,918) (0,25 4* 0,75 X
х 0,4214) = 0,9536.
6
107,1 ——— 2,8 = 76,3 об/мин.
V66
80 <66———108,3.6,080 <66———108,3.6,0
80 <66
———108,3.
6,0
80 <66
———108,3.
6,0
Для дальнейших расчетов воспользуемся формулой (7.3), рекомендованной МЭК, и будем принимать Як. = 0,951.
Поправка на КПД:
ДЯ = 0,951 — 0,918 = 0,033.
Определяем частоту вращения, об/мин:
Л I ОПТ V ‘ ср. вз
" - о;
Предварительно принимаем ближайшее значение синхронной частоты:
п = 107,1 об/мин.
Оптимальная приведенная частота вращения получилась несколько ниже центра характеристики. Если взять большее значение синхронной частоты вращения (и — = 115,4 об/мин), то П| опт = 82,4 об/мин, т. е. оказывается несколько выше центра характеристики, что является - предпочтительным, если учитывать, что масса генератора при более высокой частоте вращения получается меньше.
Принимаем л = 115,4 с'мнн.
При выбранном диаметре уточняем мощность турбины при КПД турбины на линии 5%-ного запаса мощности; я — = 0,89 4* 0,033 = 0,923. Приведенный рас-
ход в этой точке Qj = 1,22 м3/с, МОЩНОСТЬ турбины, МВт,
N — 9.810^рО’/7^5п=9,81 • 1.22- 6? X
X 641,5 • 0,923 = 203,612;
мощность генератора. МВт,
Рм«^гснв 203,612 -0,98» 199.5.
По сравнению с исходным значением Р* — = 200 МВт расхождение получилось небольшим. За счет незначительного повышения расчетного напора или небольшого уменьшения запаса мощности турбины по* сравнению с 5 %-ным запасом можно получить мощность турбины N = 204 МВт и номинальную мощность гидроагрегата Р = *= Рх = 200 МВт.
При заданном cos <р = 0,85 полная мощность генератора будет равна: Р$ = « Ря/соз ср 235,3 МВ • А. Если при принятом предпочтительном диаметре расхождение между исходным и полученным значениями мощности генератора значительно, то надо принимать ту мощность генератора, которую обеспечивает турбина, и соответственно изменить установленную мощность ГЭС, т. е. изменить число гидроагрегатов или принять другой предпочтительный диаметр турбины. В данном случае таких изменений не требуется.
Для выбранной турбины РО75 с Di = “6м все остальные размеры турбины определяются по данным номенклатуры. Пользуясь значениями коэффициента кавитации, нанесенными на характеристики, определяют по формуле (7.8) высоту отсасывания (см. гл. 4 и 7).
Для проверки соответствия выбранной турбины эксплуатационным условиям на универсальную характеристику наносят зону работы турбины. При НР я НМ1<н турбина может работать с полной производительностью, чему соответствует Qx на линии 5 %-иого запаса мощности. Напору Нр соответствует частота вращения, об/мин,
/ О, г11
— 115,4 —— 2,8 = 83,75.
V64
Соответственно для #нин получим л, макс = = 86,6 об/мин. Для Hu_vr. п. ын„ = 79 об/мин. Приведенный расход Q[ для /fMim принимается на линии полного открытия направляющего аппарата. При максимальном напоре мощность гидроагрегата ограничивается принятой мощностью генератора, и для этого напора приведенный расход, мэ/с, ра
вен:
9-81^//^ксП
204 000пп„
=—= 0,9оо.
9,81 • 6'* 72 *5 • 0,95
Поскольку зона работы принятой турбины охватывает оптимум характеристики по КПД, то выбор турбины можно считать вполне приемлемым. Минимально допустимая мощность турбины и соответственно Q1 М1)М обычно ограничиваются по условиям вибрации. Минимально допустимый приведенный расход Qj мнн определяется при лабораторных испытаниях модели турбины, и соответственно подсчитывается допустимая минимальная мощность NWWK. которая уточняется при натурных испытаниях. Необходимо отметить, что, например, на Чир- кейской ГЭС наибольшие вибрации турбины происходят при нагрузках, составляющих 40—60 % мощности турбины, при снижении нагрузки вибрации уменьшаются.
Особо следует рассмотреть режим работы турбины при пусковом напоре. В рас-
сматриваемом примере приведенная частота пусковом напоре, об'мин,
вращения при равна:вращения при равна:^1пуск^1пускН^А-2,8 = 107.<40Н^А-2,8 = 107.<40Как видно из универсальной характеристики (рис. 19.7), значение л, пхск при расходах Qj = 1100 4- 1200 л/с находится в'зоне приемлемых значений КПД. Возможность работы турбины при этих Л|пуск, т. е. при ^пуск ~ 40 м, должна быть подтверждена проверкой на вибрацию и кавитацию и согласована с заводом-поставщиком гидротурбин.
вращения при равна:
вращения при равна:
^1пуск
^1пуск
Н^А-2,8 = 107.
<40
Н^А-2,8 = 107.
<40
Окончательная зона турбины с ограничениями по кавитации я вибрации наносится на заводскую эксплуатационную характеристику турбины.
Для поворотно-лопастных турбин, как правило, выбор Q|p и D^ производится совместно с выбором высоты отсасывания, Для этого па линии л1р задают несколько значений о и соответствующие нм Qlp. По этим данным определяют D\ и Н$ и на основании технико-экономического анализа выбирают оптимальный диаметр, округляют его до предпочтительного значения л после этого уточняют окг и И,. Например, для выбора параметров ПЛ турбины проведен расчет при следующих исходных данных: N = 40 МВт, //р = 36 м, //„яке ” = 45 м. //сР. ,, = 42.4 м и //мин = 30,-1 м. Этим параметрам соответствует турбина ПЛ-50, имеющая )]макс = 90,5 % (рис. 19 8)
200 300 tOO 500 600 700 600 960 1000 1100 1Z00 1300 1tOO 1500 1600 1700 1800 QMn/c
Pnc. 19.8. Универсальная характеристика поворотно-лопастной турбины ПЛ-50
В результате расчета были получены два возможных варианта:
Dx = 4 м; п = 187,5 об/мин; Н$ — —6,7 м;
Dt = 4,5 м; п = 150 об/мин; Н$ — — 1,2 м.
Зоны работы турбины для этих вариантов показаны на рис. 19.8. Окончательный выбор можно сделать на основании технико-экономического сравнения вариантов.
' Приближенные параметры турбин РО и ПЛ можно определить по табл. 6.2 и 6.3 или рис. 19.6.
В ряде случаев по пусковой схеме намечается длительная работа турбины при напорах первой очереди строительства ГЭС, намного меньших нормальных, с последующим их повышением через несколько лет (Саяно-Шушенская, Нурекская и Зейская ГЭС). В таких случаях иногда может оказаться целесообразной установка нескольких временных рабочих колес турбины, как это сделано на Саяно-Шушенской и Ну- рскской ГЭС. На Зейской ГЭС более целесообразным оказался вариант с постоянными штатными рабочими колесами турбин диагонального типа, которые могут работать при большом диапазоне изменения напора.
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО действия и ХАРАКТЕРИСТИКИ
ГИДРОАГРЕГАТА
И ГИДРОАГРЕГАТНОГО БЛОКА
Коэффициент полезного действия гидроагрегата Цг» равен произведению КПД
турбины Цт и КПД генератора цге*:
Яге = ПтЯген-
Так как максимальные значения КПД турбины и генератора получаются при разной нагрузке, то максимальный КПД гидроагрегата будет при некоторой промежуточной нагрузке.
Для распределения нагрузки между гидроагрегатами рекомендуется руководствоваться эксплуатационной характеристикой гидроагрегатного блока, которая может быть получена из эксплуатационной характеристики турбины Чт"К^1 Н) умножением КПД турбины на КПД генератора я КПД водопроводящего тракта.
Коэффициент полезного действия гидроагрегатного блока
где Т|й — КПД водопроводящего тракта между сечениями В—В и С—С (см. рис. 1.1):
60100150Ри№
Рис. 19.9. Рабочая характеристика гидрогенератора ГЭС Джердап—Железные Ворота
Но„
^е # //0 — статическим напор;
Л о
А,—потерн напора в водопроводящем тракте, которые примерно пропорциональны квадрату расхода воды турбины.
В русловых ГЭС потери Л. состоят из местных потерь напора на вход в водоприемник, в решетках, пазах и потерь по длине водопроводящего тракта до входа в спиральную камеру. В приплотинных н деривационных ГЭС основную часть потерь составляют потерн напора в турбинном водоводе.
КПД водопроводящего тракта уменьшается пЪ мере увеличения нагрузки турбины от г], — 1 при расходе Q — О до Л« мяк при полной нагрузке турбины. Расход турбины зависит и от ее нагрузки, и от напора, следовательно,
Чв = f (Л^, 2В. б, QH. б).
где 2,. « — уровень верхнего бьефа; QH.«— расход воды нижнего бьефа, который состоит нз расхода воды всех работающих турбин н расхода холостых сбросов.
Если нижний бьеф находится в подпоре от плотины нижерасположеиной гидроэлектростанции, то уровень нижнего бьефа, а следовательно, напор и т|8 будут также зависеть от уровня верхнего бьефа этой плотины.
Если принята блочная схема электрических соединений генератор — трансформатор, то
Пб в ЛтЛгенЛтр'Пог
где Т]тр — КПД повышающего трансформатора.
Потери напора Л, могут превышать потери энергии в турбине и генераторе и должны учитываться при выборе числа работающих гидроагрегатов и распределении между ними нагрузки ГЭС. Степень засорения решеток, а следовательно, потери напора па них также могут быть разными. Это обстоятельство может влиять на распределение нагрузки ГЭС между гидроагрегатами. В эксплуатации должен производиться автоматический учет перепада уровня на решетках и своевременно должна производиться их очистка.
Рис. 19.11. Эксплуатационная характеристика гидроагрегатом блока Красноярской ГЭС
4 00 600 SOO 1000 1200 Qy^/t
Рис. 19.12. Схема потерь энергии в гидроагрегатном блоке модельной турбины: а— РО турбина; б—ПЛ турбина; / — в элементах подводящего тракта (водоприемнике, турбин- ноА камере, статоре, направляющем аппарате): 2—в лопастной системе рабочего колеса: 3—в отсасывающей трубе: 4—на выходе на отсасывающей трубы; 5 — механические потерн: б — КПД гидротурбинного блока
При построении проектных энергетических характеристик гндроагрегатного блока потерн в водопроводящем тракте детализуются по отдельным элементам. Расчетные формулы определения потерь и методика построения энергетических характеристик гндроагрегатного блока приводится в [9].
На рис. 19.9 показана рабочая характеристика гидрогенератора ГЭС Джердап— Железные Ворота. На рис. 19.10 дана эксплуатационная характеристика РО турбины и на рис. 19.11 — эксплуатационная характеристика гндроагрегатного блока Красноярской ГЭС. Обе характеристики получены по результатам натурных испытаний. Ори-
Рис. 19.13. Рабочая характеристика гидро- агрегатного блока с поворотно-лопастной турбиной:
/ — блока; 2— турбины; 3 — генератора; < — во- доп олводящих устройств
ентировочное распределение потерь энергии в модельном гидроагрегатном блоке ГЭС показано на рис. 19.12.
На основе натурных испытаний на одной из ГЭС средней мощности с ПЛ турбиной были получены рабочие характеристики турбины, гидроагрегата и гидроагре- гатного блока (рис. 19.13).
КОМПОНОВКА ВЕРТИКАЛЬНЫХГИДРОАГРЕГАТОВ С РЕАКТИВНОЙТУРБИНОЙ
Наиболее существенными факторами в компоновке гидроагрегатов являются тип турбины и расположение осн .гидроагрегата (вертикальное или горизонтальное). Эти факторы определяют проточную часть гидроагрегата, принцип сопряжения его основных узлов с бетоном здания ГЭС, высотные размеры гидроагрегата, ширину ги- дроагрегатного блока и передачу усилий на фундамент сооружения.
Выбор той или иной компоновки гидроагрегата требует в каждом отдельном случае технико-экономического обоснования. В мировой гидроэнергетике установилась тенденция создания крупных ГЭС с мощными вертикальными гидроагрегатами.
При выборе компоновки вертикальных гидроагрегатов важными факторами являются тип турбины и генератора, их мощность, место расположения подпятника, способ сопряжения турбины с генератором, расположение регуляторного оборудования (МНУ, регулятора колонки автоматики), тип и расположение систем возбуждения и охлаждения генератора.
У вертикальных гидроагрегатов ГЭС генератор всегда располагается над турбиной. Рабочее колесо турбины и ротор генератора жестко закрепляются па отдельных
Рис. 19.14. Варианты компоновки вертикальных гидроагрегатов:
а — с геяержтором подвесного типе, подпятником на верхней крестовине и тремя радиальными опорами; о— с генератором подвесного типа, подпятником на верхней крестовине и двумя радиальными опорами; в — с генератором эонтичного типа, подпятником на крышке турбины и тремя радиальными опорами; а —с генератором эонтичного типа, подпятником на крышке турбины и с двуыя радиальными опорами; / — турбинный подшипник; 2, 4 — генераторные подшипники; 3 —подпятник
валах (сопрягающихся между собой фланцевым соединением) или сразу закрепляются на одном общем валу. Вертикальное положение оси гидроагрегата обеспечивается подпятником и двумя-тремя радиальными опорами.
«Нормы технологического проектирования гидроэлектростанций» [5] Минэнерго СССР рекомендуют для вертикальных гидроагрегатов применять при частоте вращения гидроагрегата: до 200 об/мин включительно к диаметре рабочего колеса турбин D\ > 4.5 м зонтичное расположение генератора с одним подшипником и опорой подпятника на крышку турбины;
более 200 об/мин подвесное расположение генератора с опорой подпятника на верхнюю крестовину;
150—200 об/мин — компоновка должна определяться на основании технико- экономических расчетов (см. также гл. 14).
В настоящее время существует четыре варианта компоновки вертикальных крупных гидроагрегатов по схемам опирания (рис. 19.14):
Г идро а грег ат с тремя радиальными опорами и генератором подвесного типа. При такой компоновке обычно получались большие осевые размеры ротора, что требовало применения промежуточного вала, соединяющего вал турбины с ротором генератора. Такие схемы имели распространение в прошлом, сейчас они применяются значительно реже.
В генераторах подвесного типа подпятник расположен выше ротора, на верхней крестовине, через которую вертикальная нагрузка от вращающихся частей гидроагрегата и осевой составляющей реакции воды передаются на корпус статора к затем на фундамент.
Обычно в генераторе устанавливаются два направляющих подшипника, из которых нижний встроен в нижнюю крестовину, а верхний — в верхнюю грузонесущую крестовину (рис. 19.14. а). Если расстояние между верхним подшипником генератора и подшипником турбины относительно невелико и жесткость вала достаточна, нижний подшипник может не устанавливаться (рис. 19.14,6). Вал подвесного генератора опирается на подпятник с помощью съемной втулки, цилиндрическая часть которой может служить шейкой вала для верхнего направляющего подшипника. В этом случае подшипник расположен выше подпятника, его разборка и сборка могут производиться с помощью крана машинного зала. Однако при этом посадка втулки подпятника на вал не может быть достаточно плотной, так как сама втулка должна быть •съемной и стабильность работы подшипникового узла может быть нарушена. Кроме того, при таком расположении тепловые потерн в подшипнике подогревают втулку и •подпятник, что может усложнить его охлаждение. При расположении верхнего направляющего подшипника ниже подпятника в отдельной масляной ванне втулка подшипника выполняется несъемной, она насаживается на вал горячей посадкой или отковывается как одно целое с валом.
Гидроагрегат с двумя радиальными опорами и генератором зонтичного типа. По сравнению с предыдущим вариантом данная схема более компактна — высота гидроагрегата меньше на (0,2 ч- 0,3)Z>b и в ней отсутствует мощная верхняя крестовина. Большим достоинством такой компоновки является равномерность осевых температурных деформаций ротора генератора, что особенно важно для гидротурбин диагональных систем.
В генераторах зонтичного типа подпятник расположен пол ротором. При этом различаются две основные модификации: с опорой подпятника на крышку турбины (рис. 19.14,а, г) или с нижней опорной крестовиной. В настоящее время в мощных гидроагрегатах, как правило, применяется первая из этих модификаций. В генераторах с опорой иа крышку турбины устанавливается один направляющий подшипник выше ротора в верхней крестовине. Известей тип генератора с опорой подпятника иа крышку турбины и одним направляющим подшипником ниже ротора, но эта компоновка генератора в отечественной практике не используется.
Рис. 19.15. Компоновки гидроагрегата с различным расположением маслоприемника: а — неслоприемкик над ганараторним аалом; б — маслопрнемнкк в пределах ^генераторного •ала
Широкое распространение получила без- вальная конструкция генератора в зонтичном исполнении. В зонтичных генераторах с опорными крестовинами основной генераторный подшипник расположен в опорной крестовине. В тех случаях, когда выше ротора размещены значительно удаленные от подшипника возбудитель, подвозбудитель, вспомогательный генератор или разгонный двигатель (в обратимых электрических машинах), а также маслоприеминк ПЛ турбин (рис. 19.15,а), возникает необходимость установки второго направляющего подшипника в верхней крестовине. Число направляющих подшипников определяется значениями допустимых прогибов вала от магнитного небаланса и критической частоты вращения, которая должна быть нс менее чем на 10—20 % выше угонной частоты.
Гидроагрегат с двумя радиальными опорами н подпятником, расположенным на крышке турбины. В этом случае нагрузка от подпятника через опору и крышку турбины передается непосредственно на статор турбины. Как правило, здесь эффективен единый вал гидроагрегата, что снижает высоту гидроагрегата. Подобная схема целесообразна при диаметре турбины D\ 5 м.
Рис. 19.16. Компоновка гидроагрегата с вы- сокопапорной радиально-осевой турбиной: Z — верхний пояс съемного конуса отсасывающей трубы; 2 — ннжннй пояс съемного конуса отсасывающей трубы; 3— скрепляющее разъемное кольцо; Г—забетонированная часть конуса отсасывающей трубыРис. 19.16. Компоновка гидроагрегата с вы- сокопапорной радиально-осевой турбиной: Z — верхний пояс съемного конуса отсасывающей трубы; 2 — ннжннй пояс съемного конуса отсасывающей трубы; 3— скрепляющее разъемное кольцо; Г—забетонированная часть конуса отсасывающей трубыРис. 19.17. Клапан холостого выпуска: а— схеме действующих усилий; б—расходная характеристика с коленом на выходе (/) и без колена (?)Рис. 19.17. Клапан холостого выпуска: а— схеме действующих усилий; б—расходная характеристика с коленом на выходе (/) и без колена (?)
Рис. 19.16. Компоновка гидроагрегата с вы- сокопапорной радиально-осевой турбиной: Z — верхний пояс съемного конуса отсасывающей трубы; 2 — ннжннй пояс съемного конуса отсасывающей трубы; 3— скрепляющее разъемное кольцо; Г—забетонированная часть конуса отсасывающей трубы
Рис. 19.16. Компоновка гидроагрегата с вы- сокопапорной радиально-осевой турбиной: Z — верхний пояс съемного конуса отсасывающей трубы; 2 — ннжннй пояс съемного конуса отсасывающей трубы; 3— скрепляющее разъемное кольцо; Г—забетонированная часть конуса отсасывающей трубы
Рис. 19.17. Клапан холостого выпуска: а— схеме действующих усилий; б—расходная характеристика с коленом на выходе (/) и без колена (?)
Рис. 19.17. Клапан холостого выпуска: а— схеме действующих усилий; б—расходная характеристика с коленом на выходе (/) и без колена (?)
it При малом диаметре турбины осущсст- ii вленнс зонтичного тапа может оказаться И невозможным из-за того, что в шахте тур- i боны не удастся разместить подпятник. : К тому же поднят» зонтичного гидроаг- i регата, как правиле, больше, чем подвесного, так как его внутренний диаметр должен бить больше фланиа вала, проносимого через него при сборке и разборке гидроагрегата. При размещении подпятника в шахте турбнии его большие размеры затрудняют циркуляцию воздуха через 8 генератор н его обслуживание. Избежать В этого можно, подняв генератор над под- | пятником на соответствующую высоту, но при этом исключил* основное достоин
ство зонтичного тапа — уменьшение высоты гидроагрегата.
Гидроагрегат с двумя радиальными опорами, подпятни- к о м, р а с п о л о жеин ы м на крышке турбины, с м а сл о п р и е м н и к о м в пределах генераторного вала (рис. 19.15,6). Эта схема обычно применяется на ГЭС с ПЛ турбинами, не имеющих машинного зала. Дополнительное отличие в указанную компоновку вносят особенности силовой части механизма перестановки лопастей ПЛ турбин. Существует несколько возможных вариантов расположения сервомотора, обеспечивающего перестановку лопастей, а именно: в ступице генератора, во фланговом соединении валов турбины и генератора и в корпусе ра- ! бочего колеса. В настоящее время на круп- j иых гидроагрегатах основное развитие полу- ■' чнли компоновки с сервомотором в корпусе рабочего колеса н во фланцевом соединении валов. В отечественной практике приме- | ияются компоновки только с сервомотором ; в корпусе рабочего колеса. Эта компоновка J позволяет за счет сравнительно небольшого отдаления направляющего подшипника турбины от центра тяжести рабочего колеса ] (вследствие размещежя цилиндра сервомо- i тора в верхней часта корпуса) применять j сервомотор с большей площадью поршня и коротким легким итоком (особенно при бескрестовинном механизме перестановки), -а При этом также упрощается монтаж ро- , j тора и его центровка, так как отсутствуют 4 дополнительные флаиаевые соединения. J Сопряжение турбины с генератором. Для крупных вертикальных гидроагрегатов соединение турбины и генератора может :* осуществляться несколькими способами. Т Наиболее часто встречающимся является -Л соединение ротора генератора с вялом тур- 1 бины фланцевые соединением, j Конструкция фланцевого соединения долж- ^ на удовлетворять условию одновременной I передачи крутящего момента и осевого усн- 1 лия.
В ранее выполнявшихся конструкциях это боедикенне всегда осуществлялось на р прнзонных болтах я совместно расточен- : ' ' ных отверстиях в обвит фланцах.
В последние годы в СССР и за рубежом получили распространение фланцевые соединения на свободных сильно затянутых болтах при напряжениях предварительного затяга в болтах 300—400 МПа.
В генераторах зонтичного типа, когда генераторный пал нс изготавливается, вал турбины непосредственно соединяется со ступицей ротора генератора.
Компоновочные решения привода направляющего аппарата реактивных турбин. Для вертикальных гидроагрегатов компоновки направляющих аппаратов в основном различаются по числу сервомоторов, их типу и месту установки, по типу механизма привода направляющих лопаток. Указанные различия не влияют на конструкцию генератора, но связаны с эксплуатацией механизмов в пределах шахты турбины.
Число сервомоторов, их тип и место расположения связаны с общей компоновкой гидроагрегата. Например, при опирании подпятника на крышку' турбины наиболее рационально применение пр я м о о сн ы х сдвоенных сервомоторов. В этом случае появляется специальная деталь — опора подпятника, па которой удобно располагаются сдвоенные сервомоторы. Расположение сдвоенных сервомоторов на самой крышке турбины затруднено, так как они попадают в зону, занятую деталями механизма поворота лопаток направляющего аппарата.
В современных конструкциях вертикальных гидроагрегатов часто устанавливают четыре одинарных сервомотора на шарнирных операх, или под механизмом перестановки лопаток направляющего аппарата (в крышке турбины), или над механизмом на периферийной части крышки турбины.
Применение одинарных сервомоторов в специальных нишах усложняет строительные работы при бетонировании шахты турбины, а также приводит к неудобству обслуживания механизмов в шахте из-за наличия длинных тяг сервомоторов, перегораживающих проходы в шахте.
В последнее время в схемах управления лопаток направляющего аппарата применяют индивидуальные сервомоторы на каждой лопатке. В отечественной практике такая схема реализована на Саяно-Шушенской ГЭС и Загорской ГАЭС. В СССР применяют обычные поршневые прямоосные сервомоторы. За рубежом применяют сервомоторы крыльчатого типа, смонтированные непосредственно на верхних цапфах направляющих лопаток.
Особенности компоновки гидроагрегата с высоконапориой радиально-осевой турбиной (рис. 19.16). При напоре 350—400 м и выше диаметр рабочего колеса радиально-осевой гидротурбины мощностью 100— 150 МВт составляет около 2 м и, следовз тельно, радиальные размеры, определяю-
щне габариты блока, также невелики. В этих условиях целесообразной является компоновка, позволяющая провести демонтаж турбины без разборки генератора, а также снять рабочее колесо турбины без разборки направляющего аппарата турбины. Для этого турбина устанавливается не в отдельной шахте, а в общем помещении, и металлическая спиральная камера или вообще не бетонируется, или бетонируется только в нижней части. Конус отсасывающей трубы также не бетонируется и выполняется съемным из нескольких частей. Это обеспечивает возможность доступа к рабочему колесу и его демонтажа вниз. К месту опускания колеса, снятого с вала, подводится рельсовый путь для тележки, на которой колесо транспортируют в зону действия подъемного крана.
Кроме отмеченной особенности гидроагрегаты высоконапорных ГЭС с радиально-осевыми гидротурбинами имеют еще одно характерное отличие от гидроагрегатов средненапорных ГЭС. Поскольку у высоконапорных ГЭС вода к турбинам подводится длинными напорными водоводами, то при переходных режимах, связанных с быстрым изменением открытия направляюще-
го аппарата, может возникнуть гидравлический удар, угрожающий надежности трубопровода и турбины. Во избежание опасных состояний часто практикуется оснащение гидроагрегатов специальными устройствами — холостыми выпусками. Основным назначением холостых выпусков является ограничение повышения давления в напорных трубопроводах и спиральной камере турбины при переходных режимах (см. § 12.6). Они устанавливаются в начале спиральной камеры и при переходных процессах пропускают через себя часть расходов. Холостой выпуск оснащается масляным катарактом, который обеспечивает его открытие только при быстром движении направляющего аппарата турбины, когда возможно существенное повышение давления. При медленном движении направляющего аппарата катаракт неподвижен и холостой выпуск не открывается. На рис. 19.17 приведена схема действия сил в холостом выпуске и характеристика пропускной способности. Для приведения в действие холостого выпуска к нему пристраивается специальный масляный сервомотор, и это должно учитываться при выборе параметров маслонапорной установки. Основным размером холостого выпуска является его диаметр О». >, м, который определяется по формуле
где Qx. в — действительный расход через холостой выпуск, м’/с; Q| х. а ~ приведенная пропускная характеристика, принимаемая по экспериментальным данным, м’/с; Н —- номинальный напор, м; 5 — относительное повышение давления в водоводе, обычно равное 0,15—0,2.
Ход клапана обычно принимают
S,. . - (0,25 + 0,3) Ох. ,-
| Хелестей сОлс
Рис. 19.18. Конструкция холостого выпуска
Ниже приводится краткое описание конструкции и работы холостого выпуска диаметром 500 мм (рис. 19.18). Колено / холостого выпуска прикрепляется к спиральной камере турбины. В патрубке колена устроен вспомогательный водяной сервомотор 2, а над ним на разделяющей подставке установлен масляный сервомотор 3. На штоке 4 клаяана холостого выпуска ук- креплены два поршня, один из которых (5) находится в цилиндре водяного сервомотора, другой (б) — в цилиндре масляного сервомотора. Верхний конец штока рычажной передачей 7 связан с катарактом // и золотником 8 масляного сервомотора. Положение штока сервомоторов направляется двумя втулками 9, одна из которых установлена в цилиндре масляного сервомотора, а другая —под телом клапана. Снизу к корпусу клапана прикреплен выходной цилиндрический патрубок 10. В случае быстрого движения сервомотора направляющего аппарата на закрытие сработает катаракт 11 н игла золотника масляного сервомотора, опускаясь вниз, перепустят масло под давлением в полость цилиндра над поршнем, а полость под поршнем одновременно соединятся со сливом в масляный бак. Так как диаметр клапана больше, чем диаметр поршня водяного сервомотора, то на штоке возникает
усилие, действующее вниз, и клапан откроется. Под действием катаракта и обраткой связи от поршня сервомотора игла золотника переместится вверх и соединит полость под поршнем с напорной линией от МНУ; появится усилие, действующее вверх, и клапан начнет закрываться. В закрытом положении результирующая сила на штоке всегда направлена вверх. Особенностью данной конструкции является наличие кулачка 12, осуществляющего программное перемещение клапана, дающее паивыгод- нейшее изменение расхода воды в напорном трубопроводе и оптимальное соотношение между частотой вращения ротора и повышением давления.
Расположение регуляторного оборудования. Регуляторное оборудование современных гидротурбин состоит из трех основных элементов: м а с л о н а п о р и о й установки (МНУ), электрогид- равлического регулятора (ЭГР, ЭГРК) и колонок автоматики (КА) отдельно для турбины и маслонапор- ной установки (см. гл. 9—13).
Электрогндравлическнй регулятор состоит из гидромеханической колонки и электрической панели. Вся электрическая часть, а именно КА и электрическая панель ЭГР и ЭГРК, размещается всегда в составе агрегатных щитов в машинном зале. Гидромеханическая колонка традиционно размещается в машинном зале около агрегатных щитов или рядом с генератором. Маслонапорную установку раньше размещали исключительно в машинном зале. В последние годы МНУ часто размещают в помещениях ниже отметки пола машинного зала или на отметках входа в шахту турбины или в шахту генератора.
Эта тенденция реализует стремление сократить протяженность маслопроводов и тем самым уменьшить потерн давления на пути от аккумулятора давления до сервомоторов рабочего колеса и направляющего аппарата. Одновременно упрощается эксплуатационный надзор за состоянием маслопроводов и укорачиваются обратные связи от сервомотора. Таким образом, все гидромеханические элементы исполнительной части системы регулировки, МНУ, главный золотник, аварийный золотник расположены на небольшом расстоянии друг от друга.
СХЕМЫ КОМПОНОВКИ
ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ ГИДРОАГРЕГАТОВ
Наиболее характерными для горизонтальных гидроагрегатов являются три схемы компоновки.
Горизонтальный гидроагрегат небольшой мощности с турбиной радиально-осевого типа, спиральной камерой, изогнутой отсасывающей трубой и соединением турбины с генератором жестким фланцевым соединением. В этом случае положение оси ротора фиксируется одной осевой опорой
Ч 1 5 Б 7Ч 1 5 Б 7Рис. 19.19. Варианты компоновки горизонтальных гидроагрегатов:Рис. 19.19. Варианты компоновки горизонтальных гидроагрегатов:с — горизонтальный гидроагрегат; б — гидроагрегат шахтного типа (вид сверху); в — гидроагрегат типа «Страфло»; г — горизонтальный капсульный гидроагрегат с консольным рабочим колесом; / — опора ротора; 2 — генератор; 3 — турбина соспиральной камерой:^ — капсула; 5 — направляющий подшипник; * — рабочее колесо: 1— выходкой статор; в — входной статор: 9 — статор генератора; 10— ротор генератора, закрепленный на рабочих лопастях; // — направляющий аппарат; 12—колонны капсулы; 13 —статор: W—конический направляющий аппарат \с — горизонтальный гидроагрегат; б — гидроагрегат шахтного типа (вид сверху); в — гидроагрегат типа «Страфло»; г — горизонтальный капсульный гидроагрегат с консольным рабочим колесом; / — опора ротора; 2 — генератор; 3 — турбина соспиральной камерой:^ — капсула; 5 — направляющий подшипник; * — рабочее колесо: 1— выходкой статор; в — входной статор: 9 — статор генератора; 10— ротор генератора, закрепленный на рабочих лопастях; // — направляющий аппарат; 12—колонны капсулы; 13 —статор: W—конический направляющий аппарат \(подпятник) и двумя или тремя радиальными опорами (рис. 19.19,а). Такое компоновочное решение применяется в основном на малых ГЭС (см. гл. 20).
Ч 1 5 Б 7
Ч 1 5 Б 7
Рис. 19.19. Варианты компоновки горизонтальных гидроагрегатов:
Рис. 19.19. Варианты компоновки горизонтальных гидроагрегатов:
с — горизонтальный гидроагрегат; б — гидроагрегат шахтного типа (вид сверху); в — гидроагрегат типа «Страфло»; г — горизонтальный капсульный гидроагрегат с консольным рабочим колесом; / — опора ротора; 2 — генератор; 3 — турбина соспиральной камерой:^ — капсула; 5 — направляющий подшипник; * — рабочее колесо: 1— выходкой статор; в — входной статор: 9 — статор генератора; 10— ротор генератора, закрепленный на рабочих лопастях; // — направляющий аппарат; 12—колонны капсулы; 13 —
статор: W—конический направляющий аппарат \
с — горизонтальный гидроагрегат; б — гидроагрегат шахтного типа (вид сверху); в — гидроагрегат типа «Страфло»; г — горизонтальный капсульный гидроагрегат с консольным рабочим колесом; / — опора ротора; 2 — генератор; 3 — турбина соспиральной камерой:^ — капсула; 5 — направляющий подшипник; * — рабочее колесо: 1— выходкой статор; в — входной статор: 9 — статор генератора; 10— ротор генератора, закрепленный на рабочих лопастях; // — направляющий аппарат; 12—колонны капсулы; 13 —
статор: W—конический направляющий аппарат \
Горизонтальный капсульный гидроагрегат с осевой турбиной и консольным рабочим колесом пропеллерного или поворотно-лопастного типа (рис. 19.19,г). Гидроагрегат имеет прямоосную отсасывающую трубу. Генератор помещается в спиральном герметичном корпусе— капсуле. Там же располагаются и некоторые узлы и механизмы турбины. Такне конструкции реализованы для единичной мощности 50 МВт.
Преимущественное развитие получили капсульные гидроагрегаты с расположением капсулы перед рабочим колесом, поскольку в этом случае гидравлические потери меньше. Сопряжение турбины с генератором возможно как с раздельными валами турбины и генератора, так и с общим валом. В отечественных компоновках подпятник, как правило, располагается между турбиной и генератором, имеются три радиальные опоры (две на генераторе и одна для турбины). При диаметре рабочего колеса более 6 м целесообразной может оказаться компоновка механизма привода лопаток направляющего аппарата с распо- ложенпем сервомоторов внутри капсулы. При меньшем диаметре целесообразным
является размещение механизма привода и сервомоторов снаружи гидроагрегата. Более подробно см. в § 8.2.
Некоторой разновидностью данной схемы является схема с размещением генератора в шахтном бетонном колодце и наличием выходного статора за рабочим колесом (рис. 19.19, б).
Прямоточный гидроагрегат, расположенный в прямоосном канале, применяется только в сочетании с осевым рабочим колесом. Ротор генератора закрепляется непосредственно на периферийных элементах лопастей и вращается в специальной камере, отделенной от проточного тракта надежными уплотнительными устройствами. Такне гидроагрегаты небольшой мощности (5—7 МВт) впервые появились в начале 40-х годов в Германии и Швейцарии. В последние годы фирма <Эшер Висс» (Швейцария) вновь начала рекламировать подобные гидроагрегаты (типа мСтрафло») (рис. 19.19, в) применительно к приливным электростанциям (см. рис. 29.4).
ОСОБЕННОСТИ КОМПОНОВКИГИДРОАГРЕГАТОВ С КОВШОВЫМИТУРБИНАМИ
Ковшовые гидротурбины применяются каке вертикальным расположением вала, так и с горизонталь-
Рис. 19.20. Сопоставление размеров гидро* агрегатов ГЭС Россхаг (Австрия) с ковшо- ними () и радиально-осевыми
() турбинами
и ы м. Для гидроагрегатов большой мощности (свыше 120 МВт) в основном применяют вертикальные компоновки с шестью-семью соплами. Для гидроагрегатов средней мощности (50—120 МВт) в большинстве случаев применяют или вертикальную компоновку с двумя-четырьмя соплами, или горизонтальную с одним-двумя соплами.
Для вертикальных компоновок с большим числом сопл (шесть и более) подводящие устройства применяются двух типов: кольцевые и ветвистые (см. § 8.3). Подводящие устройства обычно бетонируются до входа в кожух турбины. Отводы от магистральной части коллектора к соплам располагают в зависимости от особенностей здания ГЭС в плоскости, совпадающей с плоскостью магистральной части, или с дополнительными коленами, выходящими в плоскость расположения сопл. Характерной особенностью ковшовых турбин является парциальный подвод воды к соплам, направляющим струю перпендикулярно оси вращения рабочего колеса. Благодаря это
му на ротор ковшового гидроагрегата действуют лишь незначительные случайные осевые силы гидравлического происхождения. В то же время радиальные нагрузки при одном-двух соплах бывают очень значительными.
Осевые размеры горизонтальных ковшовых гидроагрегатов значительно меньше, чем с турбинами реактивного класса.
Для агрегатов с вертикальным валом плановые размеры многосопельных ковшовых турбин могут оказаться больше спиральных камер радиально-осевых турбин. Для ГЭС Россхаг (Австрия) с напором 670 м были рассмотрены варианты установки ковшовых и радиально-осевых турбин (рис. 19.20). Плановые размеры кольцевого трубопровода, питающего сопла ковшовой турбины, получились больше размеров спиральной камеры радиально-осевой турбины.
В горизонтальных компоновках гидромеханическое и электрическое оборудование размешается па одном уровне, поэтому здание ГЭС значительно ниже, чем в вертикальных компоновках.
В компоновках ковшовых гидроагрегатов из-за высокой частоты вращения применяют подшипники только с баббитовыми вкладышами при жидкой масляной смазке с интенсивным охлаждением.
В современных многосопловых гидроагрегатах эффективно использование разного числа работающих сопл, что, однако, требует специальных управляющих устройств.
В случае расположения турбинных затворов вблизи гидроагрегатов (в том же здании ГЭС) иногда допустимо их обслуживание той же МНУ, что и для турбины.
Глава 20
ПЕРСПЕКТИВНЫЕ КОНСТРУКЦИИ И КОМПОНОВКИГИДРОАГРЕГАТОВ МАЛЫХ ГЭС
КЛАССИФИКАЦИЯ МАЛЫХ ГЭСИ ТРЕБОВАНИЯ
К ИХ ОБОРУДОВАНИЮ
В настоящее времй отсутствует единый подход к определению понятия малых ГЭС. Большинство стран в основу их классификации закладывают значение установленной мощности; в материалах СЭВ дается следующая классификация: микрогидроэлектростанции — это ГЭС мощностью менее 0,1 МВт; минигид- роэлектростанцин— мощностью 0,1—1 МВт; малые гидроэлектростанции — мощностью 1—10 МВт. Малые ГЭС можно классифицировать и по другим критериям. Так, в странах — членах СЭВ малые ГЭС классифицируют:
по напору — низконапорные ГЭС с напором менее 20 м, средненапорные
с напором 20—100 м, высоконапорные с напором более 100 м;
по режиму работы — ГЭС, работающие параллельно с энергосистемой (работа по водотоку); ГЭС, работающие на изолированного потребителя (работа по графику нагрузки); ГЭС, работающие на изолированного потребителя параллельно с другими энергоисточниками (например, с дизельной электростанцией, ветроэнергоус- тановкой и т. п.);
по степени автоматизации— полностью автоматизированные ГЭС (работающие без дежурного персонала).
Отечественное энергомашиностроение, кроме того, предлагает за критерий определяющий малые ГЭС и их гидротурбинное оборудование, принимать также диаметр рабочего колеса гидротурбины и относить к малым гидроэлсктро-
станции с диаметром рабочего колеса турбины менее 3 м.
13 связи с тем что стоимость оборудования для малых ГЭС может достигать половины и даже более общей стоимости, очень важным является поиск путей его удешевления.
Исходя из этого, основными требованиями при разработке энергетического оборудования для малых ГЭС являются:
унификация и стандартизация оборудования;
разработка полностью автоматизированного оборудования, исключающего присутствие на ГЭС дежурного персонала;
использование оборудования упрощенной конструкции и повышенной надежности с применением современных материалов, в том числе антифрикционных:
выбор проточной части, обеспечивающей наибольшее упрощение и удешевление строительных конструкции без существенного снижения энергетических параметров;
обеспечение положительной высоты отсасывания, позволяющей сократить объем подводной части здания ГЭС, удешевить и упростить производство работ;
использование гидротурбин в основном одинарного регулирования (применение гидротурбин двойного регулирования, а также регуляторов частоты вращения допускается только при наличии специального обоснования) ;
предварительная сборка оборудования на заводе-изготовителе для снижения сроков и стоимости монтажа на месте установки;
использование самой современной технологии для повышения надежности в эксплуатации, снижения затрат на техническое содержание и уход, увеличения срока службы;
применение сварных конструкций при нх минимальной механической обработке, возможность удобного доступа и замены изнашивающихся деталей.
Рядом зарубежных фирм уже накоплен значительный опыт разработки и изготовления оборудования для малых ГЭС, отечественный же опыт пока не восстановлен.
ТИПИЗАЦИЯ ГИДРОТУРБИННОГО ОБОРУДОВАНИЯ ДЛЯ МАЛЫХ ГЭС, ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ, КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ
В настоящее время в зарубежной практике используются гидроагрегаты нескольких типов.
Для н и з к о н а п о р н ы х ГЭС в зависимости от местных условии применяются осевые вертикальные и горизонтальные прямоточные гидроагрегаты, капсульные и трубные компоновки. При этом в зависимости от требований к регулированию осевые гидротурбины могут выполняться:
с неподвижными лопатками направляющего аппарата и лопастями рабочего колеса, т. е. нерегулируемые гидротурбины (на ГЭС с мало меняющимися расходами и напорами);
с неподвижными лопастями рабочего колеса и регулируемым направляющим аппаратом, т. е. пропеллерные гидротурбины;
с регулируемыми лопастями рабочего колеса и неподвижным направляющим аппаратом, т. е. лопастно-регулнруемые (с характеристикой регулирования, приблизительно аналогичной предыдущему случаю);
с регулируемым направляющим аппаратом н поворотными лопастями рабочего колеса, т. е. поворотно-лопастные (при этом достигается хороший КПД в широком диапазоне расходов и напоров).
Для повышения экономичности применяемого оборудования целесообразно рассматривать применение повышающих передач между турбиной н генератором.
Для средненапорных ГЭС наиболее подходящей является радиально-
Рис. 20.1. Гидроагрегат с прямоточной горизонтальной гидротурбиной с вынесенным генератором и S-образной отсасывающей трубой
Рис. 20.2. Область применения горизонтальной прямоточной гидротурбины с S-образнои отсасывающей трубой при напоре 2—10 м
10111213 Г4 15 16 17 16 19 20222* 26 28 И, н
Рис. 20.3. Область применения горизонтальной прямоточной гидротурбины с S-образной отсасывающей трубой при напоре 10—26 м
осевая гидротурбина с горизонтальным или вертикальным валом и неподвижным или регулируемым направляющим аппаратом. Иногда для повышения частоты вращения генератора могут быть использованы повышающие передачи.
При высоких напорах используются ковшовые гидротурбины.
Хотя практически все указанные типы гидротурбин стандартизированы, однако каждая фирма, специализирующаяся на производстве гидротурбин для малых ГЭС,
имеет свою номенклатуру и нормализованный ряд параметров гидротурбин, свои рекомендации по компоновке оборудования и конструкции основных его элементов.
Так, чехословацким объединением «ЧКД-Бланско» разработано несколько типов гидротурбин для малых ГЭС.
Прямоточные поворотно- лопастные горизонтальные гидротурбины с четырехлопаст
ным рабочим колесом с вынесенным генератором и S - о б• разной отсасывающей трубой (рис. 20.1). На рис. 20.2 показана область применения гидротурбины на напор от 2 до 10 м, на рис. 20.3 —от 10 до 26 м по напору и расходу, выдаваемой мощности и частоте вращения с указанием диаметра рабочего колеса и необходимой высоты отсасывания. Лопасти рабочего колеса
Рис. 20.4. Гидроагрегат с горизонтальной осевой гидротурбиной и коленчатой отсасы вающей трубой
регулируются гидравлическим сервомотором с подачей масла от насосной установки электрогидравлического регулятора. Напрев- ляющий подшипник изготовлен с тефлоновым покрытием. Корпус рабочего колеса беэмасляный с использованием самосмазы- вающнхся вкладышей. Гидроагрегат с такой гидротурбиной рекомендуется для параллельной работы с энергосистемой с ре
гулированием лопастей рабочего колеса от уровня верхнего бьефа. Гидроагрегат может работать также и на индивидуальную нагрузку, однако для этого случая он снабжается электрогидравлическнм регулятором с датчиком частоты вращения, расположенным на валу гидротурбины. Каждый гидроагрегат снабжается также датчиком, подающим сигнал на автоматическое от-
Гидротурбина
Напор, м
Мощность, кВт
Диаметр рабочего колеса, мм
Частота вращения, об/мнц
Расход через турбину.
Прямоточная горизонтальная с S-образной отсасывающей трубой
3-18
500-5000
800,900, 1000. 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500
120-750
1,5-40
Компактная горизонтальная капсульная *
5-18
150-3500
1250, 1400, 1600, 1800, 2000
187,5-500
4,0-25
Прямоточная вертикальная
5-18
100-2000
800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600
300-750
2-20
Поперечно-струйная **
7,5-100
50-1000
315, 400, 500, 630,
800, 1000
100-1000
0,15-5,0
Радиально-осевая горизонтальная
20—300
500-5000
375-1250
(41 типоразмер)
300-1000
0,6—17,0
Радиально-осевая вертикальная
30-300
2000-20 000
560-1600
300—1000
1,5-40
Горизонтальная ковшовая двухсопловая
75-400
100-5000
500, 560, 630, 710,
800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400
120—1000
0,2—3,0
Та блица 20.1. Гидротурбины для малых ГЭС фирмы «Фуджи* (Япония)
• Четырехлопастноя для напоров менее 9 м. пятмлопасткая для более высоких напоров. • Отношение длины рабочего колеса к его диаметру 0.5 — 3.55.
*567 в, 9 10 11 1Z 13 1* 15 161716 1923 22 Z9 И, И
<?,нУс
Рис. 20.5. Область применения поворотно-лопастной гидротурбины с четырехлопастным рабочим колесом (вертикальная или горизонтальная компоновка) при напоре 4—26 м
18 Зак. 905
2;
Рис. 20.6. Гидроагрегат с горизонтальной радиально-осевой гидротурбиной
ключенне и на закрытие аварийного затвора перед турбиной. Открытие затвора гидравлическое под действием давления масла, закрытие осуществляется под действием собственного веса с управлением электромагнитом.
Поворотно-лопастные гидротурбины с ч ет ы р е х л о п а ст - ным рабочим колесом для работы при напорах до 26 м. Направляющий аппарат турбины регулируемый, лопасти рабочего колеса переставляются ручным механизмом при остановленном гидроагрегате. Для напоров до б м рекомендуется горизонтальная компоновка (рис. 20.4), а для напоров выше 5м — вертикальная компоновка с коленчатой или с конической отсасывающей трубой. Область нх применения показана на рис. 20.5.
Радиально-осевые гидротурбины на напоры до 50 м с горизонтальной и вертикальной компоновкой. Горизонтальная компоновка (рис. 20.6) выполняется в случае небольших диаметров рабочего колеса (примерно до 630 мм), при больших диаметрах применяется вертикальная компоновка. Область использования показана на рис. 20.7.
Часто применяется упрощенная конструкция турбины, в корпусе которой функция направляющего аппарата обеспечивается одной регулирующей лопаткой, расположенной после входа в спиральную камеру и служащей одновременно механизмом закрытия. Однако рекомендуется использование дополнительного механизма закрытия перед турбиной.
Радиально-осевые гидротурбины на напоры до 150 м с регулируемым направляющим I 274
аппаратом как в вертикальном, так » в горизонтальном исполнении. Когда гидроагрегат работает на изолированную нагрузку, гидротурбина снабжается регулятором частоты вращения, при этом осуществляется контроль открытия направляющего аппарата в соответствии с изменением уровня верхнего бьефа. При работе в энергосистему гидротурбина снабжается асинхронным генератором и простым регулятором открытия только в соответствии с уровнем верхнего бьефа.
Японской фирмой «Фуджи» для малых ГЭС также разработано стандартизированное оборудование, номенклатура которога предполагает применение гидротурбин, указанных в табл. 20.1.
На рис. 20.8 приведена компоновка прямоточной вертикальной осевой гидротурбины, являющейся модификацией горизонтальной гидротурбины с S-образноЙ отсасывающей трубой (рис. 20.1). В принципе расположение вала гидроагрегата может быть н наклонным. Лопасти рабочего колеса фиксированные, лопатки направляющего аппарата могут быть регулируемыми.
На рис. 20.9 представлена схема конструкции и компоновка гидроагрегата с поперечно-струйной (двукратной) гидротурбиной. Эта гидротурбина функционально относится, скорее, к активному, чем к реактивному классу. Особенностями ее являются простота конструкции и высокий КПД. Направляющий аппарат по длине можно разделить на две части, каждая из которых может работать как отдельно, так и в сочетании с другой частью. Если разделить направляющую лопатку по длине в отношешш 1 : 2, то при расходе до 1/3 расчетного расхода работает меньшая часть канала, при рас*
0^ м 3/c
102030<*0 50 К, и
"j, M
Puc. 20.7. Область применения радиально-осевой гидротурбины (вертнкальная или горизонтальная компоновка) при напоре 5—50 м
Рис. 20.8. Гидроагрегат с вертикальной осевой прямоточной гидротурбиной
И
■ ] гч 7 j f Л •. j
п
п
tl
ходе 1/3—2/3 — большая часть, а при расходе 2/3—I—обе части одновременно. Наиболее эффективно применение поперечно- струйных турбин в условиях небольших изменений напора при значительных колебаниях расхода.
На .рис. 20.10 показана конструкция горизонтальной двухсопловой ковшовой гидротурбины. Обычно ковшовые гидротурбины используются при высоких напорах, однако для малых ГЭС эти турбины в горизонтальном исполнении эффективны и при средних напорах
(вплоть до 75 м), особенно для ГЭС, работающих на бытовом стоке с постоянным напором и значительным изменением расхода.
20.3. ГИДРОГЕНЕРАТОРЫ, СИСТЕМАРЕГУЛИРОВАНИЯ И АВТОМАТИЗАЦИЯРАБОТЫ
Для малых ГЭС, предназначенных для работы и энергосистемах, могут быть использованы как синхронные, так и асинхронные генераторы (без воз - буждения и регулятора напряжения). При этом необходимо стремиться к использованию стандартных генераторов. Однако для гидроагрегатов малых ГЭС из-за больших осевых усилий и разгонных оборотов применение стандартных генераторов, обычно используемых для дизельных установок, ограничено. Ряд зарубежных фирм разработали типовые конструкции генераторов для малых ГЭС. На рис. 20.11 представлена разработанная японской фирмой «Фуджи» типовая конструкция горизонтального синхронного генератора с опорой цокольного типа, на рис. 20.12 — конструкция асинхронного горизонтального генератора с консольной опорой, в табл. 20.2 и 20.3 приведены их параметры н конструктивные исполнения.
Напряжение генераторов 220 В, 400 В, 3.3 кВ, 4,15 кВ, 6,6 кВ, изоляция класса F.
Для машин мощностью менее 1000 кВX ХА рекомендуется разомкнутая система вентиляции, а для машин мощностью более 1000 кВ А — замкнутая система вентиляции с отбором воздух в вентиляционные каналы.
Рис. 20.9. Гидроагрегат с поперечно-струйной гидротурбиной
276
Рис. 20.10. Гидроагрегат с горизонтальной двухсопловой ковшовой гидротурбиной
27/
Рис. 20.11. Типовая конструкция горизонтального синхронного генератора с опороЛ цокольного типа
Регуляторы частоты вращения необходимы только при работе на изолированную нагрузку. В настоящее время используются, как правило, электронные регуляторы с модульными элементами. Для гидрогенераторов, работающих на энергосистему, а также для гидротурбин с
неподвижными лопастями рабочего колеса и лопатками направляющего аппарата необходима установка пускоостанавливающих устройств.
Степень автоматизации работы гидроагрегата определяется отказом от ручного управления. Автоматизация должна обеспе-
Мощность, кВ*А
Частота вращения, об/мин
1000
750
600
500
429
375
Таблица 20.2. Синхронные горизонтальные трехфазные гидрогенераторы
160 200
250 315
400 600
630 800
1000 1250 1600 2000 2500 3150
Синхронные генераторы с цилиндрическим ротором с опорной консолью для подшипника
I
I
То же с опорной стойкой для подшип- | ника I
4000
5000
Синхронные генераторы с явнополюсным ротором с опорной стойкой для подшипника
Рис. 20.12. Типовая конструкция горизонтального асинхронного генератора с консольной опорой
Таблица 20.3. Асинхронныегоризонтальные гидрогенераторы
чивать поддержание стандартной частоты вращения при регулировании нагрузкой, заданные режимы работы ГЭС, расход, УВБ или УНБ при работе по водотоку, заданную частоту вращения, пуск и остановку необходимого числа гидроагрегатов для получения максимального КПД, предохранение от кавитации.
Автоматизация должна обеспечивать также регулирование уровней при пропуске паводков, дистанционное управление, передачу показаний, пуски-остановки, синхронизацию гидроагрегата.
Для обеспечения надежной работыобо- рудовання контролируются следующие параметры гидроагрегата с передачей сигнала па диспетчерский пункт:
для гидротурбин — высокая температура подшипников, механические поломки, снижение давления масла;
для генераторов — превышение частоты вращения, перегрузка, перегревы, короткое замыкание;
для вспомогательного оборудования — потеря напряжения и защиты.
Часть 2
Основное оборудованиегидроаккумулирующих электростанций
Раздел 5
ГИДРОМАШИННОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ГАЭС
Глава 21
ГИДРОАГРЕГАТЫ ГАЭС
КЛАССИФИКАЦИЯ ГАЭС И ТИПЫГИДРОАГРЕГАТОВ
Гидроаккумулирующая электростанция (ГАЭС)—это комплекс гидротехнических сооружений, гидравлических и электрических машин для работы в турбинном и насосном режимах. В часы малых нагрузок в энергосистеме гидроагрегаты ГАЭС перекачивают воду из низового водоема в верховой, а в часы повышенных нагрузок используют запасенную воду для выработки пиковой энергии.
Классифицируются ГАЭС по следующим признакам:
напору — низконапорные (Н < <100 м), средненапорные (Я =100-г- Ч-700 м), высоконапорные (Я > 700 м);
типу установки — чистая ГАЭС, ГЭС-ГАЭС, ГАЭС-НС;
типу водоемов — с естественными водоемами (река, озеро, море), с искусственными водоемами (наземными, подземными);
типу расположения здания — наземные, подземные, полуподземные;
схеме соединения гидравлических и электрических машин— четырех-, трех- и двухмашинные (рис. 21.1).
Четырех маш и иная (р аздель - и а я) схема предусматривает установку двух независимых пар машин, одна из которых состоит из турбины и генератора, а вторая — из насоса и электродвигателя. При раздельной схеме агрегаты обычно компонуются в горизонтальном, реже — в вертикальном вариантах. При этом устанавливаются радиально-осевые или ковшовые турбины с гидрогенератором для работы в турбинном режиме и многоступенчатые на-
сосы с электродвигателями для работы в насосном режиме.
Трех маши иная схема отличается тем, что две гидравлические машины (турбина и насос) устанавливают на общем вертикальном или горизонтальном валу с обратимой синхронной электрической машиной (рис. 21.2). Гидроагрегат как в турбинном, так и в насосном режиме вращается в одну сторону.
Установка трехмашинного гидроагрегата требует устройства разъемного вала с муфтой для отключения насоса при работе в турбинном режиме. При работе в насосном режиме вода из камеры турбины отжимается сжатым воздухом для уменьшения потерь на трение.
Двухмашинная схема предусматривает использование свойства обратимости гидравлической машины, т. е. установку насос-турбины, а также свойства обратимости и реверсивности синхронной электрической машины. Совокупность гидравлической и электрической машин называют обратимым гидроагрегатом, имеющим, как правило, вертикальный вал.
В настоящее время при высоких напорах применяются обратимые гидроагрегаты с многоступенчатыми насос-турбинами.
На ГЭС-ГАЭС часть гидроагрегатов работает как в турбинном, так и в насосном режиме, остальные — только в турбинном режиме, т. е. являются так называемыми прямыми гидроагрегатами, предназначенными для использования дополнительных расходов воды за счет приточностн к верхнему водоему ГАЭС. Например, на ГЭС-ГАЭС Сан-Фиорано в Италии (рис. 21.3) с напором Н = 1440 м установлены два трехмашинных гидроагрегата с ковшовыми турбинами мощностью по 140 МВт и два прямых гидроагрегата с аналогичными турбинами такой же мощности.
РежимЧисло агрегатовН, мQ.><7сN, МВтл.об/минТурбинный24287,2523,5300Насосный24002,2511,01100РежимЧисло агрегатовН, мQ.><7сN, МВтл.об/минТурбинный24287,2523,5300Насосный24002,2511,01100Таблица 21.1. Параметры гидроагрегатов в турбинном м насосном режимахТаблица 21.1. Параметры гидроагрегатов в турбинном м насосном режимах
Режим
Число агрегатов
Н, м
Q.
><7с
N, МВт
л.
об/мин
Турбинный
2
428
7,25
23,5
300
Насосный
2
400
2,25
11,0
1100
Режим
Число агрегатов
Н, м
Q.
><7с
N, МВт
л.
об/мин
Турбинный
2
428
7,25
23,5
300
Насосный
2
400
2,25
11,0
1100
Таблица 21.1. Параметры гидроагрегатов в турбинном м насосном режимах
Таблица 21.1. Параметры гидроагрегатов в турбинном м насосном режимах
Рис. 21.1. Схемы гидроагрегатов ГАЭС:о — четырехмашинкая раздельная: 6 — трехма-шннная: в — двухмашинная: / — горизонтальноеисполнение: 1 — вертикальное исполнение: ЭМ —синхронная электрическая машина; ЭД — элек-тродвигатель: Г —турбина; Я —насос: М — муф-та: QT— расход воды турбины; QM—подачанасоса; Я — выдаваемая мощность; Я—потреб-ляемая мощность
Самой мощной в мире ГЭС-ГАЭС является Гран Мезон во Франции мощностью 1800 МВт, оборудованная восемью чсты- рехступенчатымн насос-турбинами мощностью по 152 МВт (см. § 25.4) к четырьмя прямыми гидроагрегатами с ковшовыми турбинами такой же единичной мощности.
Схемы ГЭС-НС применяются при подкачке воды на водораздел с последующим использованием ее при больших напорах на соседней реке. В СССР рассматривается целесообразность применения ГЭС-НС путем установки на некоторых ГЭС дополнительных насосов для перекачки воды из нижнего бьефа в верхний с последующим использованием ее на турбинах. Ведутся также разработки, предусматривающие использование крупных НС. оборудованных обратимыми гидроагрегатами для работы в турбинном режиме в зимнее время.
Рис. 21.2. План гидроагрегатных блоков полуподземн'ой ГАЭС Геештахт (ФРГ) с трсх- машинными гидроагрегатами:
/—РО турбина; 2— синхрониям электромашина; 8— насос; 4—муфта; 5 — шаровой затвор; 8 ~ анкерная опора
Рис. 21.3. Подземный машинный зал ГЭС-ГАЭС Сан-Фиорано (Италия):
♦ гп*шА*ее ттобика* 5 — многоступенчатый насос; 4 — муфта; 5 —двигатель «-гмдро^.гор; * " «Хр" ор'^ - 6«« Содой для охлаждения
При большой разности напоров или расходов в турбинном и насосном режимах применяют раздельную установку турбин и насосов» В качестве примера в табл. 21.1 приведены параметры агрегатов ГЭС-НС Печча (Швейцария).
Параметры гидроагрегатов отечественных н зарубежных ГАоС приводятся также в томе 2.
ЧЕТЫРЕХМАШИННАЯ СХЕМА
Установка четырех машин — турбины с генератором и насоса с электродвигателем при применении данной схемы вызывает уве
личение расхода металла и размеров здания ГАЭС.
Гидроаккумулирующие электростанции, оборудованные четырехмашинными гидроагрегатами, имеют небольшую мощность, но работают при высоких напорах. Как правило, эти высокоманевренные гидроагрегаты с ковшовыми турбинами и многоступенчатыми насосами установлены на горизонтальном валу (табл. 21.2).
Та с раздельной челГАЭС (страна)блица гырехмашГод ввода в акс- плуата- дню21.2. ОснИННОЙ схЧисло агрегатововные па .емоЙ горН. мраметры 1 кзонталькQ. м’/с"АЭС ых гидроа^a. МВтфрегатовл. об/минп;Рейссек-Кройцек (Австрия)Праньер (Франция)Тнрфед (Швейцария)Примечания: 1. В2. В общем подземном195719551964 числителе аале ГА3 3222 2— для ту ЭС Тирф<4770 10701150 400480 572^бнкного ;д устано!1,60,57.34,55,02,8режима, в1лепо такж23 6 7221,52016,5вкаменател< е три треп750 1000 428 1000; — для нас •машинных12142087осного. гидро-Та с раздельной челГАЭС (страна)блица гырехмашГод ввода в акс- плуата- дню21.2. ОснИННОЙ схЧисло агрегатововные па .емоЙ горН. мраметры 1 кзонталькQ. м’/с"АЭС ых гидроа^a. МВтфрегатовл. об/минп;Рейссек-Кройцек (Австрия)Праньер (Франция)Тнрфед (Швейцария)Примечания: 1. В2. В общем подземном195719551964 числителе аале ГА3 3222 2— для ту ЭС Тирф<4770 10701150 400480 572^бнкного ;д устано!1,60,57.34,55,02,8режима, в1лепо такж23 6 7221,52016,5вкаменател< е три треп750 1000 428 1000; — для нас •машинных12142087осного. гидро-агрегате.агрегате.Особенно характерными для применения четырехмашннной схемы являются большая разница напоров в турбинном и насосном режимах, а также возможность установки разного числа гидроагрегатов для
Та с раздельной чел
ГАЭС (страна)
блица гырехмаш
Год ввода в акс- плуата- дню
21.2. Осн
ИННОЙ сх
Число агрегатов
овные па .емоЙ гор
Н. м
раметры 1 кзонтальк
Q. м’/с
"АЭС ых гидроа
^a. МВт
фрегатов
л. об/мин
п;
Рейссек-Кройцек (Австрия)
Праньер (Франция)
Тнрфед (Швейцария)
Примечания: 1. В
2. В общем подземном
1957
1955
1964 числителе аале ГА
3 3
2
2
2 2
— для ту ЭС Тирф<
4770 1070
1150 400
480 572
^бнкного ;д устано!
1,6
0,5
7.3
4,5
5,0
2,8
режима, в
1лепо такж
23 6 72
21,5
20
16,5
вкаменател< е три треп
750 1000 428 1000
; — для нас •машинных
12
14
20
87
осного. гидро-
Та с раздельной чел
ГАЭС (страна)
блица гырехмаш
Год ввода в акс- плуата- дню
21.2. Осн
ИННОЙ сх
Число агрегатов
овные па .емоЙ гор
Н. м
раметры 1 кзонтальк
Q. м’/с
"АЭС ых гидроа
^a. МВт
фрегатов
л. об/мин
п;
Рейссек-Кройцек (Австрия)
Праньер (Франция)
Тнрфед (Швейцария)
Примечания: 1. В
2. В общем подземном
1957
1955
1964 числителе аале ГА
3 3
2
2
2 2
— для ту ЭС Тирф<
4770 1070
1150 400
480 572
^бнкного ;д устано!
1,6
0,5
7.3
4,5
5,0
2,8
режима, в
1лепо такж
23 6 72
21,5
20
16,5
вкаменател< е три треп
750 1000 428 1000
; — для нас •машинных
12
14
20
87
осного. гидро-
агрегате.
агрегате.
работы r каждом режиме. Наглядным примером является ГЛЭС Рейссск-Кройцек, на которой напор ковшовых турбин 1770 м. напор восьмиступсичатых насосов 1070 м.
При раздельной схеме требуемое время включения ГЛЭС для работы в турбинном режиме составляет всего 0,5—f мин, что является основным преимуществом данном схемы.
ТРЕХМАШИННАЯ СХЕМА
В трехмашинных гидроагрегатах использование свойства обратимости синхронном электрической машины позволяет обеспечить попеременную работу с вращением в одну сторону: при турбинном режиме в качестве гидрогенератора с радиально-осевой или ковшовой и при насосном режиме в качестве электродвигателя с многоступенчатым насосом (до шести—девяти ступеней j.
При установке горизонтальных гидроагрегатов с технической и экономической точек зрения целесообразно размещение электромашины между турбиной и насосом, который включается через муфту (см. рис. 21.2).
При установке вертикальных гидроагрегатов вверху размещаются электромашина. затем турбина, муфта и ниже — многоступенчатый насос, что вызывается необходимостью большего заглубления последнего по условиям кавитации. В качестве соединительных муфт (см. § 21.4) используют гидромуфты, муфты трения, зубчатые муфты, которые легкодоступны в горизонтальных гидроагрегатах, в вертикальных гидроагрегатах муфты могут находиться глуб >ко под полом машинного зала (рис. 21.3). Наряду с традиционными компоновками трехмашинных гидроагрегатов ГАЭС имеются и другие. Так, на ГАЭС Вальдек II (ФРГ) на вертикальных гидроагрегатах с РО турбинами электромашина размещена между насосом и турбиной. Отсасывающая труба турбины находится в машинном зале над электромашиной.
Длина крупных горизонтальных и высота вертикальных трехмашинных гидро
агрегатов достигают десятков метров, что вызывает соответствующее увеличение гид- роагрсгатпых блоков и должно учитываться при сопоставлении с другими типами гидроагрегатов. Особенно большая высота требуется при установке ковшовых турбин для организации приемлемого отвода воды от турбины. Длина вала крупных горизонтальных гидроагрегатов достигает 20—30 м и более (табл. 21.3).
Максимальная мощность горизонтальных трехмашинных гидроагрегатов в турбинном режиме достигла 250 МВт при О| ~ 4,5 м на ГЛЭС Хорнберг (ФРГ), вертикальных— 325 МВт при D\ = 6,3 м на ГАЭС Уаивенхоу (Австралия) и 280 МВт при Dx = ^32 м на ГАЭС Тамет Ш (Австралия). Параметры ряда гидроагрегатов в насосном режиме приведены в табл. 22.1.
В настоящее время существует тенденция установки РО турбин на более высокие напоры. Например, напор РО турбин ГАЭС Хорнберг равен 652 м, ГАЭС Росс- хаг (Австрия) 672 м.
Время переключения из турбинного в насосный режим для трехмашннного гидроагрегата с помощью муфты составляет до 6—8 мин, при использовании гидравлических пусковых преобразователей это время может быть уменьшено до I—2мнн, что значительно меньше, чем для двухмашинного гидроагрегата.
Если не предъявляются дополнительные требования к маневрсниосУи агрегатов ГАЭС, то при напорах Н = 700 -4- 1300 м вместо трехмашинных гидроагрегатов целесообразнее применение двухмашинных гидроагрегатов с компактными многоступенчатыми насос-турбннами.
Прц Н > 1300 м практически по-прежнему единственно возможным решением является трехмашннная схема гидроагрегатов с ковшовыми турбинами и многоступенчатыми насосами.
МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯГИДРОАГРЕГАТОВ ГАЭС
ГАЭС (страна)Тип турбиныN. МВтН. мДлина гидроагрегата, мШирина машинного зала, мХорнберг (ФРГ)РО2506523219,2Виандек I (Люксембург)Гримзель П (Швейцария)РО РО10075292453281914,5 29,0 еОнгрен Леман (Швейцария)к608762630,5 еПровиденца (Италия)РО522623016,0ГАЭС (страна)Тип турбиныN. МВтН. мДлина гидроагрегата, мШирина машинного зала, мХорнберг (ФРГ)РО2506523219,2Виандек I (Люксембург)Гримзель П (Швейцария)РО РО10075292453281914,5 29,0 еОнгрен Леман (Швейцария)к608762630,5 еПровиденца (Италия)РО522623016,0Таблкца 21.3. Основные параметры подземных ГАЭС с трехмашинными горизонтальными гидроагрегатами (турбинный режим)Таблкца 21.3. Основные параметры подземных ГАЭС с трехмашинными горизонтальными гидроагрегатами (турбинный режим)• В общей подземкой выломке размещены• В общей подземкой выломке размещенытакже главные повышающие трансформаторы.также главные повышающие трансформаторы.Важным элементом трехмашинного гидроагрегата является муфта спепления-рас-
ГАЭС (страна)
Тип турбины
N. МВт
Н. м
Длина гидроагрегата, м
Ширина машинного зала, м
Хорнберг (ФРГ)
РО
250
652
32
19,2
Виандек I (Люксембург)
Гримзель П (Швейцария)
РО РО
100
75
292
453
28
19
14,5 29,0 е
Онгрен Леман (Швейцария)
к
60
876
26
30,5 е
Провиденца (Италия)
РО
52
262
30
16,0
ГАЭС (страна)
Тип турбины
N. МВт
Н. м
Длина гидроагрегата, м
Ширина машинного зала, м
Хорнберг (ФРГ)
РО
250
652
32
19,2
Виандек I (Люксембург)
Гримзель П (Швейцария)
РО РО
100
75
292
453
28
19
14,5 29,0 е
Онгрен Леман (Швейцария)
к
60
876
26
30,5 е
Провиденца (Италия)
РО
52
262
30
16,0
Таблкца 21.3. Основные параметры подземных ГАЭС с трехмашинными горизонтальными гидроагрегатами (турбинный режим)
Таблкца 21.3. Основные параметры подземных ГАЭС с трехмашинными горизонтальными гидроагрегатами (турбинный режим)
• В общей подземкой выломке размещены
• В общей подземкой выломке размещены
также главные повышающие трансформаторы.
также главные повышающие трансформаторы.
цсплсиня, позволяющая пускать или останавливать гидравлическую машину при переходе от турбинного к насосному режиму (или наоборот), а также при начальном пуске в тот или иной режим.
В настоящее время на ГАЭС с трех- машинными гидроагрегатами средней и большой мощности используются муфты сцепления нескольких видов: фрикционные, зубчатые и гидродинамические преобразователи момента.
Муфты сцепления могут выполнять различные функции, и поэтому выбор вида муфты определяется конкретными требованиями обеспечения всех планируемых стационарных и переходных режимов работы гидроагрегатов ГАЭС.
Фрикционные муфты с дистанционным управлением применяются в гидроагрегатах небольшой мощности (в пределах до нескольких сотен киловатт).
Зубчатые муфты наиболее просты по конструкции, управление осуществляется с помощью гидропривода при остановленном гидроагрегате. Как правило, зубчатые муфты имеют автоматические запорные устройства, исключающие возможность расцепления на ходу. Применяются они в гидроагрегатах мощностью до 70— 100 МВт. Существующие конструкции зубчатых муфт допускают следующие действия:
автоматическое соединение турбины с двигателем-генератором при пуске;
соединение набирающей скорость турбины с уж$ вращающимся двигателем-генератором при любом числе оборотов ротора генератора;
переключение с турбинного режима на насосный;
уменьшение частоты вращения ротора насоса путем автоматического включения муфты в запуска турбины при аварийном отключении насоса.
Во время сцепления частота вращения соединяемых элементов может различаться.
Наиболее маневренными при практически неограниченной мощности гидроагрегата являются гидродинамические преобразователи момента, скомбинированные с механическим соединением. Задача синхронизирующего преобразователя состоит в том, чтобы в минимальное время передать крутящий момент вращающегося ротора двигателя-генератора на вал насоса, находящегося в воде, и довести частоту вращения гидроагрегата до синхронной. При практически равных значениях частоты вращения двигателя и насоса осуществляется жесткое соединение валов путем введения зубчатого (или иного механического) сцепления. При остановке насоса, когда двигатель включен в сеть, сначала разгружается и выводится зубчатое сцепление, после чего насос разворачивается и вплоть до пашой остановки (от пере
крытия запорного органа) свободно вращается в турбинном режиме.
Гидравлическая часть преобразователя обычно выполняется в виде гидротрансформатора с одним или двумя направляющими аппаратами (один регулируемый). Гидродинамические преобразователи гидроагрегатов большой мощности выполняются по индивидуальному заказу. Размеры и масса в значительной степени зависят от частоты вращения вала гидроагрегата.
Гидродинамические преобразователи в настоящее время редко применяются из-за сложной системы охлаждения рабочей жидкости гидротрансформатора.
ДВУХМАШИННАЯ СХЕМА
Область применения обратимых гидроагрегатов— двухмашинной схемы с одно- и многоступенчатыми насос-турбинамн и синхронными электрическими машинами реверсивного действия — непрерывно расширяется в сторону более высоких напоров. В настоящее время в мире насчитывается около 500 обратимых гидроагрегатов.
При низких напорах, не превышающих 10—15 м, для установки на ГАЭС и ПЭС в ближайшей перспективе могут быть рекомендованы горизонтальные обратимые гидроагрегаты капсульные и трубчатые мощностью до 50—55 МВт при Dt = = 7,5-т- 10 м (см. гл. 29).
Имеются единичные примеры установки па ГАЭС при напорах 20—25 м наклонных трубчатых гидроагрегатов мощностью 35—40 МВт с выносной электромашиной.
При напорах до 150 м возможна установка радиально-осевых (РОНТ) или диагональных (ДНТ) насос-турбин; последние, как известно, обладают большей пропускной способностью, ио требуют большего заглубления по кавитационным условиям. Примерами рационального использования ДНТ служат японские ГАЭС Сннкан (Нн- каппу) и Таканэ 1.
На ГАЭС при напорах до 600—700 м устанавливают вертикальные РОНТ (рис. 21.4).
Практика строительства ГАЭС, оборудованных обратимыми гидроагрегатами, свидетельствует о том, что по сравнению с трехмашинной схемой высота гидроагрегатов уменьшается на 30—35 %, а его стоимость— на 25—30 %. В целом по ГАЭС с учетом строительной части экономия составляет 10—15 % и более.
Самые мощные обратимые гидроагрегаты установлены на ГАЭС США Рэккун- Маунтин (400 МВт), Хелмз (357 МВт), Бас Каунти (450 МВт). Параметры обратимых гидроагрегатов ряда других зарубежных ГАЭС приведены в гл. И тома 2.
На проектируемой ГАЭС Брсмм (ФРГ) предусматривается установка двухскоростных обратимых гидроагрегатов единичной мощности 660—700 МВт при Н = 220 м
Рис. 21.-1. План (а) и поперечный разрез (б) подземной ГАЭС Поромбка Жар(ПНР), оборудованной РОНТ:
/—вспомогательный мостовой кран: 2 — основной мостовой кран: 3 — двигатель-генератор: 4 — повышающий трансформатор; 5 — монтажная площадка; 6 — транспортный туннель; 7 —-кабельный н зэртпокныП туннель; 8— пульт управления; У— лифт; 10 — лестница
ГУ, 2
Рис. 21.5. Сопоставление вариантов компоновки подземных машинных залов ГАЭС Ла Кош (Франция) при установке ковшовых турбин и многоступенчатых насосов (а) или многоступенчатых насосов-турбин (б):
j—спнхронная электромашина; 2—ковшовая турбина; 3 — муфта; <—многоступенчатый насос; 5 — многоступенчатая насос-турбина
и Dx = 9,1 м с частотой вращения 150 об/мин в насосном режиме и 120 об/мин в турбинном режиме. Во Франции на ГАЭС Рудлеп проектируется установка двухступенчатых насос-турбин единичной мощностью около 600 МВт при Н « 600 м.
При Н > 700 4- 800 м все большее распространение получают компактные многоступенчатые насос-турбины.
Для ГАЭС Ла Кош (Франция) было проведено сопоставление двух вариантов компоновки машинных залов ГАЭС с различными типами гидроагрегатов (рис. 21.5).
Применение гидроагрегата с многоступенчатой насос-турбиной по сравнению с трехмашинным позволило уменьшить высоту гидроагрегата с 31 до 16 м, высоту подземного машинного зала с 43 до 25,75 м, ширину с 14 до 12 м, длину с 85,5 до 61 м, общий объем скальной выломки уменьшился с 34,7 до 15,2 тыс. м3. В результате переход к многоступенчатой насос-турбине при четырех гидроагрегатах на ГАЭС Ла Кош, несмотря на уменьшение КПД, оказался целесообразным.
Во Франции и Италии построено несколько ГАЭС с такими гидроагрегатами мощностью по 130—150 МВт при напорах 700—1300 м (см. табл. 25.1).
Однако обратимые гидроагрегаты по сравнению с трехмашинными имеют два основных недостатка: меньший КПД на 1 — 2 %, так как в оптимальном режиме насос должен иметь на 25—35 % большую частоту вращения, чем турбина; время переключения обратимых гидроагрегатов при переходе из турбинного режима в насосный составляет 8—10 мин и более, т. е. они менее маневренны, чем гидроагрегаты при раздельной и трехмашннной схемах.
Несмотря на эти недостатки, современные обратимые гидроагрегаты с одноступенчатыми и многоступенчатыми насос-тур- бннами могут быть рекомендованы для использования в очень широком диапазоне напоров вплоть до 1300 м при мощности до 150 МВт, а при напорах до 400 м — мощностью 300—400 МВт и более. При напорах 100—200 м диаметры насос-турбин составляют 8—9 м, пропускная способность 300—350 м’/с.
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГОдействия гидравлическогоАККУМУЛИРОВАНИЯ ЭНЕРГИИ
Отношение количества энергии, выдаваемой ГАЭС в энергосистему, к энергии, получаемой ГАЭС из энергосистемы, называется КПД гидравлического аккумулирования эпергнп Лгаэс- Иначе говоря, Лгаэс равен отношению количества энергии, получаемой при работе гидроагрегатов в турбинном режиме, ЭтгаэС (разряд) к энергии, затрачиваемой в насосном режиме,
Лгаэс (заряд), т. е.
ЧГАЭС в ^т ГАЭс/^я ГАЭС*
Общий КПД гидроаккумулнрования энергии ЛглэС МОЖ€Т быть получен и как произведение КПД турбинного Лтгхэс и насосного лн ГАЭС режимов, которые равны произведению частных КПД основного оборудования (насос-турбина или турбина, двигатель-генератор и насос) н вспомогательного (трансформаторы, собственные нужды к др.) с учетом КПД водоводов и ВЛ:
ПгГАЭС^МАр^сн^в^В.Т
Пн ГАЭС = ПнЛ,дЛтрЛс. нЛаЛвл-
Орнентировочные значения частных КПД, %, приведены ниже:
Турбина (насос-турбина), Лт. . . 90—93.5
Генератор, 1]г 97—98.5
Насос, Лн90—92
Электродвигатель, 1],д 97—98,5
Трансформатор, цтр 99—99,5
Собственные нужды, Ле. н . . . . 99—99,5 Водопроводящнн тракт, л97—99
При таких частных значениях общий КПД ГАЭС без учета ВЛ достигает Лгдэс“ = 75 4-78%. Максимальные значения Лгаэс “ 79 4-80 % в современных условиях могут быть получены за счет увеличения КПД основного оборудования при установке крупных гидроагрегатов мощностью более 300 МВт. В частности, мощные элек-
Таблица 21.4. Коэффициент полезного действия гидроагрегатов ряда зарубежных ГАЭС
ГАЭС (стрема)
Год вводе в експлу- втацню
п. Ъ
в турбинном режиме
в насосном режиме
Ко-Труа Пон (Бельгия)
1970
93
90
Ладингтон (США)
1973
93
90,5
Бэр Свэмп (США)
1974
92,5
91,5
Синкан (Япония)
1976
92
92
Ла Кош (Франция)
1975
90,8
90,8
Бас Каунти (США)
1985
92
92,7
Дниорвик (Великобритания)
1984
92,5
91,7
Гран Мезон (Франция)
1986
90
90,5
Жарновец (ПНР)
1981
90,5
91
тродвнгатсли на ГАЭС Длнорвик (Великобритания) имеют 1],* *• 98.75 %, на Виан- дси 11 ))»«■* 98,93 %. При трехмашннной схеме могут быть получены более высокие КПД турбин, работающих в оптимальных режимах, т. е. реальны значения т]т = = 94 4- 95 %.
В зарубежных литературных источниках принято приводить КПД. характеризующий только работу гидроагрегатов в
турбинном и насосном режимах. В среднем он равен 90—93 % (табл. 21.4). На ГАЭС Ла Кош КПД в турбинном и насосном режимах равны, на большинстве остальных ГАЭС при выборе основного оборудования, с учетом особенностей работы в разных энергосистемах, отдавалось предпочтение турбинному режиму, при котором КПД принимался больше, чем в насосном режиме.
Глава 22
НАСОСЫ ГАЭС
22.1. КЛАССИФИКАЦИЯ И ОСНОВНЫЕ Осевые п о в о р о т н о - л о п а с т • ПАРАМЕТРЫ НАСОСОВн«е насосы вертикальные типа
ОПВ с осевым отводом по ГОСТ 9366—80
В СССР крупные насосы нэготавли- с подачей до 40 м’/с и напором до 40 м. ваются различных типов.Насосы маркируют по диаметрам рабочего
Рис. 22.2. Агрегат ГАЭС Вианден I (Люксембург): / — иасос; 2 —муфта; 3 — двигатель-генератор: 4 — турбина
Рис. 22.3. Здание ГАЭС Длоуге Стране (ЧССР) с трехмашниным гидроагрегатом: / — двигвтель-генератор: 2— турбина; Л—муфта; 4 — насос
ГАЭС (стрзиз)
Год
тацию
Фирма- изготовитель
нзсоса
Потребляемая мощность. МВт
Напор.
Пода-
Частота •ращения, об/мин
Мороцука (Япония)
I960
«Хитачи»
2
50
241
18,6
300
Бельмекен (НРБ)
1975
«ЧКД-Бланско»
5
52
748
8,7
500
Мапраг (Швейцария)
1970
«Фонт»
2
53
486
10
600
Лете Сава (Италия)
1963
«Гидроарт»
2
5G
680
7
500
Эрцхаузен (ФРГ)
1965
«Фонт» ,
2
58
298
18
428
Россхаг (Австрия)
1971
«Фонт»
2
59
736
9
750
Онгрен (Швейцария)
1972
«Эшер Висс»
5*
60
848
6,4
600
Вилла Гаргнано (Италия)
1962
«Эшер Висс»
2
67
440
14
600
Зеккинген (ФРГ)
1967
«Фонт»
2*
70
408
16
600
Виандеи I (Люксембург)
1964
«Эшер Висс»
2*
70
280
23
428
Пуэнте-Бкбей (Испания)
1967
«Гидроарт»
2
74
365
18
500
Фестнньог(Велико
британия)
1963
«Эшер Висс»
2
75
304
19
428
Гримзель 11 (Швейцария)
1979
«Эшер Висс»
2*
83
400
19,5
750
Лаго Делио (Италия)
1971
«Гидроарт»
4
90
743
11,9
500
Черны Ваг (ЧССР)
1980
«ЧКД-Бланско»
2
100
440
22,4
500
Сан Фиорано (Италия)
1972
«Эшер Висс»
6
106
1438
6,9
600
Ровина Пиастра (Италия)
Длоуге Стране (ЧССР)
1974
«Гидроарт»
3
124
617
19,4
600
1986
«ЧКД-Бланско*
3
126
549
18,9
600
Хейзлинг (Австрия)
1986
«Эшер Висс»
2
180
694
22,6
500
Тамет III (Австралия)
1974
«Тошиба»
1
194
165
99,0
187
Вальдек II (ФРГ)
1974
«Фойт»
1
234
343
65,0
375
Хорнберг (ФРГ)
1975
«Фонт»
2*
255
664
36,0
600
Таблица 22.1. Основные параметры крупных насосов трсхмашинных гидроагрегатов ГАЭС
* Горизонтальные агрегаты (остальные вертикальные).
Тип
Максимальная мощность. МВТ
Напор, м
Подача, м’/с
Максимальный диаметр рабочего колеса, м
Осевые (поворотно-лопастные, пропеллерные):
вертикальные с коленчатым отводом
12,5
4—23
10-40
2
вертикальные со спиральным отво-
30
10-20
До 125
5
ДОМ * горизонтальные капсульные **
50
3-15
До 400
7.5
Диагональные (поворотно-лопастные, пропеллерные):
вертикальные с коленчатым отводом
12
10-35
20—30
2.5
вертикальные со спиральным отво-
60
20-40
До 125
5
дом ♦
горизонтальные капсульные ♦♦
30
8-16
До 175
6
Таблица 22.2. Ориентировочные параметры крупных насосов
ТипМаксимальная мощность, МВтНапор, мПодача.Максимальный диаметр рабочего колеса, мЦентробежные одноступенчатые:вертикальные со спиральным отводом2640-3505-804,5двустороннего входа горизонтальные (иногда вертикальные)Центробежные многоступенчатые (число ступеней от 28 до 6)4030—1401—252,4вертикальные с лопастным отводом120400—14003—302.1—2,6-горизонтальные с рабочими колесами двустороннего входа (иногда вертикальные)75До 300До 252,5ТипМаксимальная мощность, МВтНапор, мПодача.Максимальный диаметр рабочего колеса, мЦентробежные одноступенчатые:вертикальные со спиральным отводом2640-3505-804,5двустороннего входа горизонтальные (иногда вертикальные)Центробежные многоступенчатые (число ступеней от 28 до 6)4030—1401—252,4вертикальные с лопастным отводом120400—14003—302.1—2,6-горизонтальные с рабочими колесами двустороннего входа (иногда вертикальные)75До 300До 252,5Продолжсние табл. 22.2'Продолжсние табл. 22.2'• В стадия разработки.•• Перспективные.• В стадия разработки.•• Перспективные.29029019*19*291291
Тип
Максимальная мощность, МВт
Напор, м
Подача.
Максимальный диаметр рабочего колеса, м
Центробежные одноступенчатые:
вертикальные со спиральным отводом
26
40-350
5-80
4,5
двустороннего входа горизонтальные (иногда вертикальные)
Центробежные многоступенчатые (число ступеней от 28 до 6)
40
30—140
1—25
2,4
вертикальные с лопастным отводом
120
400—1400
3—30
2.1—2,6-
горизонтальные с рабочими колесами двустороннего входа (иногда вертикальные)
75
До 300
До 25
2,5
Тип
Максимальная мощность, МВт
Напор, м
Подача.
Максимальный диаметр рабочего колеса, м
Центробежные одноступенчатые:
вертикальные со спиральным отводом
26
40-350
5-80
4,5
двустороннего входа горизонтальные (иногда вертикальные)
Центробежные многоступенчатые (число ступеней от 28 до 6)
40
30—140
1—25
2,4
вертикальные с лопастным отводом
120
400—1400
3—30
2.1—2,6-
горизонтальные с рабочими колесами двустороннего входа (иногда вертикальные)
75
До 300
До 25
2,5
Продолжсние табл. 22.2'
Продолжсние табл. 22.2'
• В стадия разработки.
•• Перспективные.
• В стадия разработки.
•• Перспективные.
290
290
19*
19*
291
291
колеса и частоте вращения, например ОПВ10-260, 250 — осевой поворотно-лопастный вертикальный насос типа 10, диаметр рабочего колеса 260 см, частота вращения 250 об/мин (рис. 22.1).
Центробежные одноступенчатые насосы вертикальные типа В по ГОСТ 19740—74 обеспечивают подачу до 30 м’/с и напор от 30 до 100 м; в марке указаны диаметр рабочего колеса, тип, подача, расчетный напор и частота вращения, например 2000В-16/100, 250 — центробежный вертикальный насос типа В, диаметр рабочего колеса 2000 мм, расчетная подача 16 м’/с, напор 100 м, частота вращения 250 об/мин.
Центробежные одноступенчатые насосы двустороннего входа горизонтальные типа Д по ГОСТ 10272—77 обеспечивают подачу до
1,5 м’/с в диапазоне напоров 20—90 м (включен также один типоразмер с подачей 3,5 м’/с и напором 25 м); в марке указаны тип, подача в м’/ч, расчетный напор. Например, Д639-90— центробежный насос двустороннего входа, подача 630 м’/ч, напор 90 м.
В табл. 22.1 дан перечень крупных, насосов ряда зарубежных ГАЭС с указанием фирмы-изготовителя и технические данные насосов. В табл. 22.2 приведены показатели отечественных насосов различных, типов, применяемых в настоящее время и перспективных. На рис. 22.2—22.5 приведены примеры гидроагрегатов ГАЭС с мощными насосами. На рис. 22.6 показана насосная станция с агрегатами капсульного типа.
Основные расчетные формулы для насосов даны в табл. 22.3.
ПОДБОР НАСОСОВ
Исходными данными для подбора насосов служит характеристика трубопроводов (сети), определяющая диапазон требуемых напоров и подачи. Предварительно устанавливается подходящий типоразмер насоса по средним значениям требуемого напора Нс, и подачи Qcp:
Яср = 0.5(Яи„с+ЯМЯн).
Желательно принять типоразмер насоса по существующим номенклатурам. Иногда для этого целесообразно увеличить число агрегатов или изменить общую схему сооружений. Порядок расчетов для номенклатурных насосов подробно изложен в [4].
Сложнее произвести подбор крупных насосов н установить их показатели в том случае, когда по значению подачи или напора они выходят за пределы существующих номенклатур. Можно воспользоваться.
5Таблица 22.3. Основные расчетные формулы для насосов
'Определяемая величина
Расчетная зависимость
Примечание
Щ и
и
Напор насоса — разность значений удельной энергии в выходном и входном патрубках '
Напор сети — сумма статического напора и гидравлических потерь
Гидравлические потери
Коэффициент потерь
Напор насоса, измеряемый манометром и вакуумметром
Напор насоса, измеряемый двумя манометрами (давление во всасывающей трубе выше Атмосферного)
Мощность насоса
H=-ei — et
Нс.» Нет "V" А пог
ArOT Я KcQ1
к.-У-^ч 2gF,
-°l
H„— статический напор
0— коэффициент сопротивления по длине (-го участка трубопровода и местных потерь; Fi — площадь сечения (-го участка
йм — показания манометра; Н. — показания вакумметра; z,. « — разность отметок расположения манометра и вакуумметра; о,, vl — скорость воды в выходном и входном патрубках; Zx, «« — разность отметок установки манометров
п
и
Н "hu-t “е т^в.мт
Н =• Ам — АМ1 + Zm, mi +
lOOOt)
2g
22
2g
Г 1 н
Полный КПД насоса
Условие подобия режимов
Л a ЛгЛдЛм
Q/nD* = const
гр- — гидравлический КПД; т], — объемный КПД; Т]м — механический кпд
Коэффициент быстроходности *
—
nq = n,/3,65
0
—
Приведенная частота вращения
n1 = nDx['^H
щи Qj — приведены к напору 1 м и диаметру рабочего колеса 1 м
й
3
Приведенный расход
Допустимая высота всасывания:
через допустимую вакуумметрнческую высоту всасывания
a’^D^ pi H$ = Нж. доп — ABc ^g
P.T pg
Нв. *оо —допустимая вакуумметрическая высота; ААХО, — допустимый кавитационный запас
Определяемая величине
Расчетная зависимость
Примечание
Продолжение табл. 22.3
через допустимый кавитационный за'
пас
при работе на воде с повышенной температурой
Пересчет //,. *оп я AAxon при изменении частоты вращения
Кавитационный запас критического режима
Ожидаемое значение допустимого кавитационного запаса
Коэффициент кавитации
Допустимая высота всасывания для холодной воды
Пересчет характеристик
Поправка к гидравлическому КПД при учете масштабного эффекта1
Гидравлический КПД натурного насоса
H, = -^--AhMn-hBC
ДАдоп “ ДАдоп
ДАкр^Ю ^VQy'3
ДАдоп ^ (LI — КЗ) А Акр
о — ЬЬщ№а = пуз/(5600 + 6000)H. — ^-KgsH -hBt
'1г.м = 'к.м
Т)г. опт + Апг. ОПТ Лг. опт
Аве— потери во всасывающем трубопроводе: Ре. п—давление водяных паров при данной температуре 6; р1Т— атмосферное давление
С — кавитационный коэффициент быстроходности; для оптимальных режимов при хороших кавитационных показателях С = 900 4- 1200
Для подобных режимов сохраняет свое значение
К0 = 1,1 + 1,2- коэффициент запаса; А.е— учитывают лишь в случае снятия кавитационной характеристики без подвода
Di* — диаметр рабоче го колеса модели
Лг. опт — КПД в опти- мальном режиме на модели; е — доля потерь трения в общих гидравлических потерях: е « 0,5
Лг. м — гидравлический КПД модели
1 п, отнесем к подаче 0,075 м’/с. п^—к подаче I м’/с.
1 Применяется при оценке влияния диаметра рабочего колеса на энергетические показатели насоса, например при сопоставлении вариантов с различным числом насосных агрегатов.
Рис. 22.6. Насосная станция с капсульным насосным агрегатом (проект): /— рабочее колесо: 7 — направляющий аппарат: 3— капсулаРис. 22.6. Насосная станция с капсульным насосным агрегатом (проект): /— рабочее колесо: 7 — направляющий аппарат: 3— капсулалОлD— 60 "лОлD— 60 "ии(22.3)(22.3)
Рис. 22.6. Насосная станция с капсульным насосным агрегатом (проект): /— рабочее колесо: 7 — направляющий аппарат: 3— капсула
Рис. 22.6. Насосная станция с капсульным насосным агрегатом (проект): /— рабочее колесо: 7 — направляющий аппарат: 3— капсула
лОлD— 60 "
лОлD— 60 "
и
и
(22.3)
(22.3)
аналогами и с помощью формул подобия произвести пересчет соответствующих параметров н характеристик применительно к требуемым условиям. Однако найти подходящий аналог трудно, а использовать в качестве аналога номенклатурный насос не всегда возможно, так как крупные насосы могут иметь существенно отличающуюся конструкцию (например, центробежные насосы типа В не имеют статора, а крупные насосы такого типа, как правило, имеют мощный статор).
Решить задачу можно приближенно, путем использования обобщенных универсальных характеристик крупных насосов различных типов (аналогичный прием широко применяется при подборе гидротурбин). Такие универсальные характеристики для крупных центробежных насосов показаны на рис. 22.7. Кривые характеризуют зависимость приведенной частоты вращения Пр гидравлического КПД т|г, коэффициента кавитации а от приведенной подачи Q,. Характеристики построены для насосов в оптимальном режиме с расчетной быстроходностью л, = 120, 170 и 230 об/мин. Значения цг соответствуют диаметру модели Di = 600 мм.
Число ступеней m с одинаковыми рабочими колесами для многоступенчатых насосов ориентировочно можно определить по графику па рис. 22.8 в зависимости от л, насоса.
С помощью универсальных характеристик (рис. 22.7) п формул подобия на предварительных стадиях проектирования мож- 294
но определить параметры и ожидаемые характеристики крупных центробежных насосов.
Выбор типа насоса. По заданным расчетным показателям Qcp и Нс, сначала рассматривается одноступенчатый насос с расчетным значением коэффициента быстроходности л, = 120, 170 или 230. По
Рис. 22.7. Универсальные характеристики крупных центробежных насосов с О| = = 500 мм:
l — ns~ 120; 2 — 0,-170; 3 —л,—230
Ряс. 22.8. Зависимость числа ступеней тот коэффициента быстроходности насоса
соответствующей кривой в точке максимума лг определяются расчетные аначения ■Qlp и л,. Далее вычисляются диаметр рабочего колеса и частота вращения:
D= а]Qc^:(22.1)
V Q?pV"ep
(22.2)
Критерием допустимости одиоступенча
-того насоса служит окружная скорость рабочего колеса, м/с,
В настоящее время максимальное значение окружной скорости при нормальной работе составляет 100—НО м/с. Следовательно, критерием приемлемости одноступенчатой конструкции будет ио <100 4- 110.
Если этот критерий не удовлетворяется, то следует уменьшить быстроходность, однако не ниже л, = 90 4- 100 об/мин или л, > 28 об/мин (с дальнейшим снижением л, уменьшается гр) или принять многоступенчатую конструкцию (рис. 22.8). Тогда напор на каждую ступень уменьшается до H^jm (при условии, что все ступени имеют одинаковые рабочие колеса). В результате по (22.1) D увеличивается, а л и ио уменьшаются.
Если окружная скорость ио невелика и есть возможность уменьшить D, то можно применить рабочее колесо двустороннего входа, и тогда при определении D в (22.1) подставляется 0,5 QCp, при этом D уменьшится в V2 =1,44 раза. Однако конструктивно осуществить крупный многоступенчатый насос с колесами двустороннего входа трудно.
Далее проверяется требуемое эаглуб- .ление насоса по допускаемому значению //, (табл. 22.3) с учетом коэффициента запаса Ко =1,15. Если оказывается, что требуе-
. Рис. 22.9. Расчетная эксплуатационная характеристика четырехступенчатого высоко- напорного насоса
мое заглубление очень велико, то его можно уменьшить снижением быстроходности рабочего колеса (но это приведет к увеличению диаметра О) или переходом на многоступенчатый насос.
Таким образом, многоступенчатая конструкция может оказаться целесообразной или по значению напора, или по условию требуемого заглубления насоса.
Построение эксплуатационной характеристики насоса. Для выбранного типа рабочего колеса (по л, или л,) и для принятых параметров (диаметр рабочего колеса, частотах вращения, число ступеней) по универсальной характеристике рнс. 22.7 и формулам табл. 22.3 вычисляются координаты режимных точек эксплуатационной характеристики. В качестве примера на рис. 22.9 показана расчетная эксплуатационная характеристика четырехступенчатого насоса с л, = 170, D = = 2,6 м и п = 600 об/мин для Н, цг, допустимой высоты всасывания Н, с учетом до=1,15 и мощности N (точками показаны расчетные значения).
Определение зоны работы и фактических показателей работы насосов. На построенную эксплуатационную характеристику насоса наносятся характеристики сети лс для Htt. „. и НИ. «.„с (см. табл. 22.3).
КОНСТРУКЦИИ КРУПНЫХНАСОСОВ ГАЭС
На рис. 22.10 представлена конструкция мощного вертикального центробежного насоса гидроагрегата ГАЭС. Насос характеризуется следующими параметрами: напор 330 м, подача 65,5 м’/с, мощность двигателя 230 МВт, частота вращения 375 об/мнн, быстроходность л, = — 140 об/мин, отметка нижнего бьефа 201,1 м, заглубление насоса 52,6 м (//, = = —52,6 м).'Прн этом расчетный коэффициент кавитации, включая запас, а = 0,18.
Рис. 22.10. Вертикальный центробежный насос ГЛЭС Вальдск IIРис. 22.10. Вертикальный центробежный насос ГЛЭС Вальдск II
Рис. 22.10. Вертикальный центробежный насос ГЛЭС Вальдск II
Рис. 22.10. Вертикальный центробежный насос ГЛЭС Вальдск II
Основными элементами являются рабочее колесо / диаметром 4110 мм, спиральный отвод, состоящий из сварной спирали 2 круглого сечения, приваренной к статору с мощными опорными колоннами 3. Вал V, к которому крепится рабочее колесо. имеет развитый верхний фланец, используемый для псрсдаяи осевой нагрузки от всех вращающихся частей гидроагрегата на сегментный подпятник 5, опирающийся на конус 6, связанный со статором. Одной из особенностей является конструкция верхней крышки. Функционально се можно разделить на две части. В верхней части располагается направляющий подшипник 7 с системой смазки, в нижней размешаются сложные устройства разгрузки и уплотнения (5 и 9) рабочего колеса и вала. Нижняя крышка 10 съемная, сопряжена со статором и конусом всасывающей трубы //. Диаметр крышки 10 немного больше диаметра рабочего колеса, что обеспечивает возможность его осмотра, снятия и установки. В стыке нижней крышки и конуса расположены уплотнения 12 обода рабочего колеса.
Для насосов трехмашинных гидроагрегатов ГАЭС важно иметь возможность уменьшить момент сопротивления рабочего колеса при работе в турбинном режиме и режиме синхронного компенсатора. Во многих случаях для этого используют специальные муфты, механические или гидравлические. Однако при большой мощности конструкция получается тяжелой и дорогостоящей. В насосе эта задача решается путем отжатия воды из спирального отвода и рабочего колеса насоса сжатым воздухом. Но при этом во избежание повреждения лабиринтных уплотнений из-за повышения температуры необходимо к ним подавать охлаждающую воду, что приводит к затрате мощности (3,8 МВт) в основном на дисковое трение. Для обеспечения возможности вращения рабочего колеса в воздухе без охлаждения водой в лабиринтных уплотнениях применены перемещающиеся кольца.
В режиме синхронного компенсатора зазоры получаются большими, и поэтому ист необходимости подводить охлаждающую воду, при этом теряемая мощность снижается до 170 кВт.
Крупные многоступенчатые насосы применяются в тех случаях, когда по требуемым параметрам (напор, подача, частота вращения) коэффициент быстроходности насоса получается менее 90—НО об/ мни.
Конструктивные решения многоступенчатых насосов весьма разнообразны. На рис. 22.2 показан мощный горизонтальный двухступенчатый насос с рабочими колесами двустороннего входа. Общий коэффициент быстроходности насоса п, = 68. Достони- ствами такой конструкции является то,что гидравлические осевые усилия рабочего ко
леса уравновешиваются без дополнительных устройств и уплотнении, имеется горизонтальный разъем, позволяющий сиять верхнюю половину корпуса насоса — крышку. Однако по условиям компоновки гидроагрегата и здания ГАЭС при большой мощности предпочтительнее вертикальные гидроагрегаты.
Конструкция вертикального двухступенчатого трехмашнипого гидроагрегата ГАЭС Мороцука производства фирмы <Хи- тачи» и его эксплуатационная характеристика даны на рис. 22.11. Показатели насоса следующие: напор (средний) 241 м, подача 18,6 м3/с, частота вращения 300 об/мин (общий коэффициент быстроходности насоса л« = 21,2), мощность около 50 МВт. Корпус насоса стальной литой, причем в соответствии с условиями транспортировки спираль выполнена нз пяти секций. Вся внутренняя цилиндрическая часть может целиком извлекаться. При разработке подвода 1 учтено требование, чтобы перед входом на первую ступень не создавалась закрутка потока. Отвод первой ступени лопастной 2, а второй ступени спиральный 3 со статорными колоннами. Рабочие колеса 4 диаметром 3,3 м цельнолитые, стальные с содержанием 13% хрома. Камера 5 для уравновешивания гидравлического осевого усилия имеется только над верхним рабочим колесом, и поэтому предусмотрено щелевое уплотнение на верхнем ободе.
Насос имеет отдельный вал с двумя направляющими подшипниками — верхним 6 и нижним 7, подпятник 5, установленный под насосом н опирающийся на бетонное основание. Подшипники с масляной смазкой. На верхнем конце вала укреплена зубчатая муфта 9 для соединения или разъединения с валом насоса с помощью гидравлического сервомотора.
Как видно нз характеристики (рис. 22.11,6), максимальное значение КПД т| = 90 %, потребляемая мощность при нулевой подаче (закрыт верхний затвор) составляет около 37 МВт, т. е. около 75 % расчетной мощности.
Высоконапорный пятиступенчатый насос трехмашинного гидроагрегата ГАЭС Бельмекен (НРБ) показан на рис. 22.12. Параметры насоса следующие: напор 680— 748 м, подача 5,7—6,9 м3/с, частота вращения 500 об/мин, мощность около 52 МВт, общий коэффициент быстроходности насоса л^ = 90 об/мин. Корпус насоса сварнолитой, состоит из двух частей. В расточку корпуса вставляются звенья каждой ступени — рабочее колесо /, обратные 2 и направляющие 3 лопатки лопастных отводов. Последняя ступень имеет спиральный отвод со статорными колоннами. Насос снабжен самостоятельным валом, опирающимся на два направляющих подшипника с масляной смазкой. Подпятник 4. воспринимающий
Рис. 22.11. Конструкция (а) двухступенчатого вертикального насоса ГАЭС МороцукаРис. 22.11. Конструкция (а) двухступенчатого вертикального насоса ГАЭС МороцукаРис. 22.12. Пятиступенчатый вертикальный насос ГАЭС БельмекенРис. 22.12. Пятиступенчатый вертикальный насос ГАЭС Бельмекен(Япония) и его эксплуатационная характеристика (б)(Япония) и его эксплуатационная характеристика (б)
Рис. 22.11. Конструкция (а) двухступенчатого вертикального насоса ГАЭС Мороцука
Рис. 22.11. Конструкция (а) двухступенчатого вертикального насоса ГАЭС Мороцука
Рис. 22.12. Пятиступенчатый вертикальный насос ГАЭС Бельмекен
Рис. 22.12. Пятиступенчатый вертикальный насос ГАЭС Бельмекен
(Япония) и его эксплуатационная характеристика (б)
(Япония) и его эксплуатационная характеристика (б)
осевое усилие, размещен под насосом и пип конец вала насажена муфта сцепле- опирается на бетонное основание. На верх- пня 5.
Глава 23
НАСОС-ТУРБИНЫ ГАЭС
КОНСТРУКЦИЯ НАСОС-ТУРБИНЫ
Конструкция насос-турбин рассматривается на примере насос-турбины для За
горской и Кайшядорской ГАЭС, разработанной в ПО ЛМЗ.
При создании этой машины использовались опытные данные, полученные в про-
Рис 23.2. Рабочее колесо насос-турбиныРис 23.2. Рабочее колесо насос-турбины
Рис 23.2. Рабочее колесо насос-турбины
Рис 23.2. Рабочее колесо насос-турбины
цессе эксплуатации первой отечественной радиально-осевой насос-турбины Киевской ГЛЭС, результаты модельных исследований, зарубежный опыт эксплуатации подобных машин. В результате созданы иа- сос-турбпны на напор 100 м с диаметром рабочего колеса 6,3Z м и мощностью 205 МВт, которые по своим параметрам соответствуют современному уровню.
На Загорской ГАЭС установлены шесть вертикальных радиально-осевых насос-тур- бин типа РОНТ1I5/812-B-630. Насос-турбина непосредственно соединена с двигателем-генератором трехфазного тока типа ВГДС1005/245-40/У4 номинальной мощностью 220 МВт. Насос-турбина рассчитана для эксплуатации в насосном режиме при напорах от 96 до 115 м, в турбинном режиме при напорах от 91 до 111 м.
Для повышения эффективности ГАЭС предусматривается работа гидроагрегата в режиме синхронного компенсатора, который может обеспечиваться переводом гидроагрегата как из турбинного, так и из насосного режима.
Время работы гидроагрегатов в турбинном режиме составляет 3—4 ч в сутки, в насосном режиме — 5 ч, в режиме синхронного компенсатора — 15—16 ч.
Насос-Турбина состоит из собственно насос-турбины, регулятора, МНУ и системы автоматики.
На рис. 23.1 представлен разрез насос- турбины. Основным рабочим органом является рабочее колесо /. Направляющий аппарат 2 регулирует расход воды через насос-турбину при изменении мощности гидроагрегата в турбинном режиме и является запорным органом (в насосном режиме он служит только запорным органом). Равномерный подвод воды от напорного водовода к направляющему аппарату в турбинном режиме работы и отвод воды в насосном режиме работы осуществляются спиральной камерой 3. Статор насос-турбины 4 является несущим остовом гидроагрегата и воспринимает усилия от спиральной камеры, вращающихся частей и вышерасположенного бетона. Отвод воды от насос- турбины в турбинном режиме осуществляется отсасывающей трубой 5. В насосном режиме по этой трубе вода подводится к рабочему колесу.
Все узлы насос-турбины подразделяются на три основные группы: рабочие механизмы, закладные части и вспомогательные устройства. К рабочим механизмам насос- турбины относятся рабочее колесо, вал турбины. направляющий аппарат, сервомоторы направляющего аппарата, направляющий подшипник и уплотнение вала.
РАБОЧЕЕ КОЛЕСО
Для насос-турбины Загорской ГЛЭС принято рабочее колесо РОНТ115/812 (рис. 23.2), имеющее поминальный диаметр
6,3 м, в турбинном режиме обеспечивает мощность насос-турбины 205 МВт при расчетном напоре 100 м. Характерной особенностью рабочего колеса является наличие восьми лопастей с удлиненными межлопастными каналами. Рабочее колесо выполнено сварным. Все элементы рабочего колеса изготовлены из хромоникелевой стали 06X12НЗД. Лопасти изготовлены из толсто- листового проката методом двойной штам- погибки, что повышает точность формы и плавность поверхности лопасти. Для уменьшения объемных потерь между крышкой и рабочим колесом и между фундаментным кольцом и рабочим колесом установлены лабиринтные уплотнения. Нижнее лабиринтное уплотнение расположено у нижнего торца рабочего колеса, что снижает осевое гидравлическое усилие за счет уменьшения диаметра расположения уплотнения и уменьшает уровень нестационарных нагрузок, действующих на обод.
При работе гидроагрегата в режиме синхронного компенсатора к лабиринтным уплотнениям подводится охлаждающая вода по специальным коллекторам.
НАПРАВЛЯЮЩИЙ АППАРАТ
Цилиндрический направляющий аппарат (рис. 23.3) имеет двадцать плосковыпуклых положительной кривизны поворотных лопаток с нулевым эксцентриситетом, с одинаковыми формами входной и выходной кромок. Крышка / и нижнее кольцо 2 являются основными несущими элементами направляющего аппарата. Они фиксируют положение направляющих лопаток, воспринимают радиальные и вертикальные усилия, передающиеся как от направляющих лопаток, так и непосредственно от потока. Конструкция крышки выполнена сварной и обеспечивает необходимую жесткость крышки при всех режимах эксплуатации, технологичность при изготовлении и удобство при обслуживании размещенных в ней узлов насос-турбины. Наружным фланцем 3
■ - 301
Ф3720
Ф 254О
Рис. 23.3. Направляющий аппарат иасос-турбины
крышка устанавливается на опорный фланец 4, приваренный к статору 5 при монтаже гидроагрегата.
Высотное положение опорного фланца определяется с учетом фактических размеров нижнего кольца крышки, направляющих лопаток 6 и положения фундаментного кольца, залитого бетоном. Это позволяет достичь минимальных зазоров между торцами профильной части лопаток, крышкой и нижним кольцом.
Для уменьшения осевого усилия, действующего на лопатку направляющего аппарата, предусмотрена разгрузка давления воды из-под нижних цапф /о. Лопатки направляющего аппарата выполнены цельнолитыми из нержавеющей стали и имеют по три опоры. Опорные втулки цапф лопаток 7, 8, 9 выполнены с нанесением антифрикционного слоя из эпоксидной КОМПОЗИЦИИ, не требующей смазки при эксплуатации гидроагрегата.
В осевом направлении перемещение лопатки ограничено зазором между нижним буртиком рычага 10, выполненным из нержавеющей стали, и упорным кольцом //, состоящим из двух частей, закрепленных на верхней втулке цапфы. Сам рычаг зафиксирован на цапфе 19 лопатки с помощью крышки 12, крепящейся к рычагу болтами 14 к регулировочным болтом 15. На упорное кольцо н верхнюю поверхность втулки нанесена эпоксидная композиция. Регулировка расчетного зазора между торцами лопаток и крышкой насос-турбины осуществляется болтом 13 до установки шпонки 15. Уплотнение лопаток между собой по вертикали достигается точной пригонкой их кромок соприкосновения.
Для уменьшения протечек воды через закрытый направляющий аппарат установлены специальные уплотнения. Для этого на поверхностях крышки и нижнего кольца, образующих проточный тракт, выполнены профильные пазы, замкнутые по кольцу. Диаметр расположения пазов равен диаметру, на котором происходит касание лопаток при закрытом положении направляющего аппарата. В пазы закладываются профильные резиновые шланги 17, прижимающиеся металлическими планками. При закрытом направляющем аппарате в резиновые шланги ' подается давление 1,3 МПа.
Поворот лопаток направляющего аппарата осуществляется индивидуальными пря- мооснымн сервомоторами 20. Тяги сервомоторов соединены с рычагами пальцами 18. Сервомоторы установлены в специальной опоре 21, закрепленной на крышке турбины и представляющей собой сварную конструкцию в виде двадцатигранника с двадцатью окнами под сервомоторы.
На опору сервомоторов устанавливается опора подпятника 22, соединяемая болтами и штифтами. Конструкция опоры сервомоторов обеспечивает радиальное положение
осей сервомоторов, что исключает передачу усилий.
В насос-турбинах Кайшядорской ГАЭС привод лопаток направляющего аппарата осуществляется регулирующим кольцом и двумя сдвоенными сервомоторами диаметром 500 мм при поминальном давлении масла 6,3 МПа.
СЕРВОМОТОР
НАПРАВЛЯЮЩЕГО АППАРАТА
Сервомотор направляющего аппарата (рис. 23.4) рассчитан на работу при давлении 6,3 МПа. Усилие, развиваемое сервомотором прн номинальном давлении масла на открытие направляющего аппарата, равно 791 кН, на закрытие —591 кН.
Сервомотор состоит из стального сварного цилиндра /, который имеет с одной стороны глухое дно. В верхней частя цилиндра имеется коробка с отверстиями для подачи и отвода масла в полости сервомотора. Внутри цилиндра расположен стальной поршень 2 с двумя напрессованными бронзовыми втулками 3. Поршень шарнирно соединен с тягой 4 пальцем 5, входящим во втулку 6 из эпоксидной композиции. Тяга закреплена иа пальце болтом 7. К поршню крепится стакан 8 нз нержавеющей стали. Между крышкой сервомотора и стаканом установлены манжетные уплотнения 9. Поршень снабжен тремя рядами поршневых колец 10.
НАПРАВЛЯЮЩИЙ ПОДШИПНИК
Направляющий подшипник (рис. 23.5), фиксирующий положение вала гидроагрегата, воспринимает нагрузки от механического,, гидравлического и электрического дебалансов ротора. Диаметр направляющего пояса вала в месте подшипника 1,8 м. Подшипник работает на жидкой масляной смазке и состоит из 12 самоустанавлнвающнхся сегментов /. В связи с тем, что направление вращения ротора гидроагрегата меняется в зависимости от режима работы, сегменты имеют нулевой эксцентриситет. Зазор между валом к сегментами регулируется перемещением клиньев 2, прижатых к валу сегментов болтами 3. После установки зазора 0,15—0.2 мм, положение клиньев фиксируется гайками б, сегменты освобождаются. Корпус подшипника 7 выполнен сварным в виде цельного кольца, к крышке насос-турбины крепится болтами. Внутри корпуса подшипника расположены 12 маслоохладителей 8.
Прн вращении вала происходит замкнутая циркуляция масла за счет напора, создаваемого радиальными отверстиями в нижней части направляющего пояса вала. Масло нз полости выгородки 9 перекачивается в зону расположения сегментов, далее через отверстия во внутренней обечайке корпуса попадает в маслоохладители.
Рис. 23.5. Направляющий подшипникРис. 23.5. Направляющий подшипникРис. 23.6. Уплотнение валаРис. 23.6. Уплотнение валаРис. 23.7. Энергетическая характеристика гидроагрегата Загорской ГАЭС: а —в турбинном режиме; б —в насосном режимеРис. 23.7. Энергетическая характеристика гидроагрегата Загорской ГАЭС: а —в турбинном режиме; б —в насосном режиме<)<)
Рис. 23.5. Направляющий подшипник
Рис. 23.5. Направляющий подшипник
Рис. 23.6. Уплотнение вала
Рис. 23.6. Уплотнение вала
Рис. 23.7. Энергетическая характеристика гидроагрегата Загорской ГАЭС: а —в турбинном режиме; б —в насосном режиме
Рис. 23.7. Энергетическая характеристика гидроагрегата Загорской ГАЭС: а —в турбинном режиме; б —в насосном режиме
<)
<)
Герметизация внизу ванны сегментов обеспечивается уплотняющими деталями 10
УПЛОТНЕНИЕ ВАЛА.
Уплотнение вала (рис. 23.6) выполнено углеграфитовым, торцевого типа. Рабочей парой уплотнения являются два углеграфитовых кольца 1 н контактирующее с ними неподвижное бронзовое кольцо 2. Каждое из углеграфитовых колец закреплено в кольцевой паз обоймы 3, установленной на нижний фланец вала. Нажимная втулка 4 удер
20 Зак. 905
живается от вращения при действии момента трения шестью штуцерами 5, которые служат одновременно для подвода чистой воды к зоне контакта рабочей пары.
В конструкции уплотнения вала предусмотрена возможность регулировки контактного усилия между бронзовой нажимной втулкой и углеграфитовыми кольцами. Для ревизии углеграфитового уплотнения предусмотрено ремонтное уплотнение, выполненное в виде профильного резинового шланга 6, к которому подводится воздух под давлением 0,8 МПа при остановленном гидроагрегате.
305
Разработанная насос-турбина характеризуется хорошими эксплуатационными показателями н обоих режимах эксплуатации.
На рис. 23.7 приведены энергетические характеристики гидроагрегата Загорской ГАЭС в турбинном и насосном режимах.
Глава 24
ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОС-ТУРБИН
КЛАССИФИКАЦИЯ, ОСНОВНЫЕПАРАМЕТРЫ И КПД НАСОС-ТУРБИ Н
Системы насос-турбин. Для насос-тур- бин используется та же классификация, что и для реактивных гидротурбин (см. § 1.1). Возможно применение следующих основных систем насос-турбин: осевые, диагональные, радиально-осевые (одноступенчатые и многоступенчатые). Осевые пасос-турбины могут быть поворотно-лопастными и пропеллерными.
Принципиальные конструктивные особенности систем насос-турбин являются такими же, что к для соответствующих систем гидротурбин, за исключением многоступенчатых радиально-осевых насос-турбин, конструктивная схема которых близка к схеме многоступенчатых центробежных насосов (см. § 22.3).
Наибольшее распространение в нашей стране получили одноступенчатые радиально-осевые насос-турбяны, что объясняется природными условиями европейской части СССР, где могут быть созданы ГАЭС в основном с напорами не выше 115 м, а также сравнительно низкой стоимостью этих машин.
Основными параметрами насос-турбин являются обычно употребляемые параметры турбин и в дополнение к ним параметры насосного режима. Они могут быть разделены иа параметры конструктивные и гидравлические. Конструктивные параметры являются одинаковыми для турбинного и насосного режимов, гидравлические параметры различны. Конструктивные параметры включают в себя номинальный диаметр рабочего колеса Dj и от- яосительные размеры проточной части, приведенные к номинальному диаметру рабочего колеса.
Гидравлические параметры включают в себя параметры натурной машины в турбинном н насосном режимах (частоту вращения лт, л„; рабочий напор Ят, //*; расход Qv, Q*; мощность на валу Z/T, Nw; коэффициент полезного действия т|т, ^н; коэффициент кавитации ат, ап; коэффициент быстроходности л,Т| л«) и приведенные параметры (расход Q^Qjh н частота вращения n£rnie) в характерных режимных точках (обычно при максимальных КПД насосного и турбинного режимов).
Частота вращения, как правило, одинакова для турбинного я насосного режимов: nt л* л.
Рабочий напор в турбинном в насосном режимах определяют аналогично рабочему напору реактивной гидротурбины (см. § 1.2) как разность удельных энергий потока воды во входном сечении спиральной камеры и в выходном сечении отсасывающей (всасывающей) трубы. Обычно для на- сос-турбины задаются диапазоны изменения рабочего напора в обоих режимах, а также значения расчетного напора в турбинном режиме и средневзвешенного напора в насосном режиме: Ht. макс. ^т. р« ^т.мнм в турбинном режиме, //н.мако ^я. ср. Mt ^к. мия в насосном.
За номинальный диаметр рабочего колеса DXt характеризующий геометрические размеры насос-турбины, для радиально-осевых насос-турбин принимается наибольший диаметр расположения напорных кромок (входных для турбинного- режима) рабочего колеса (рис. 24.1, о). Для поворотно-лопастных диагональных на- сос-турбнн за номинальный принимается' диаметр окружности, полученной пересечением конической поверхности, образующими которой являются осп поворота лопастей рабочего колеса, со сферической поверхностью камеры рабочего колеса (рис. 24.1,б).
Стандарт предприятия на типы к основные параметры радиально-осевых насос- турбин, разработанный ПО ЛМЗ, основан на обобщении большого отечественного- опыта по радиально-осевым гидротурбинам и зарубежного опыта по насос-турбинам. Стандарт устанавливает относительные размеры проточной части, приведенные к номинальному диаметру рабочего колеса, и основные гидравлические параметры насос- турбин. Конструктивные и гидравлические параметры определяются коэффициентом быстроходности для насосного режима при максимальном КПД: Я*я “ ^,65 /7^ “ 3,65rt| вопт a/Qj и. опт*
(24.1) где Л|Я оцт — приведенная частота вращения при максимальном КПД; QiR.onT" приведенный расход при максимальном КПД.
В качестве основных конструктивных, параметров РОНТ, определяющих серию, используются следующие относительные величины (рис. 24.1, а):
относительный диаметр рабочего колеса по всасывающим кромкам лопастей
Di = D^Df,
Рис. 24.1. Номинальные диаметры рабочего колеса радиально-осевой (а) и диагональной (6) насос-турбннРис. 24.1. Номинальные диаметры рабочего колеса радиально-осевой (а) и диагональной (6) насос-турбннотносительная высота направляющего аппарата
Рис. 24.1. Номинальные диаметры рабочего колеса радиально-осевой (а) и диагональной (6) насос-турбнн
Рис. 24.1. Номинальные диаметры рабочего колеса радиально-осевой (а) и диагональной (6) насос-турбнн
Бо — b^D^
относительный диаметр окружности расположения осей поворота лопаток направляющего аппарата
Ой DQ!Dt.
Для всего ряда насос-турбин, применяемых при напоре от 80 до 500 и, значение Dq принято постоянным: Do *■ 1,2, с возможностью изменения в технически обоснованных случаях в пределах от 1,15 до 1,25.
За основные гидравлические параметры насос-турбин приняты приведенная частота вращения л|н 0ПГ приведенный расход
^1н.опт чсРеэ насос-турбину в насосном режиме при максимальном КПД, максимальный коэффициент кавитации в насосном режиме ои. а также отношения приведенных частот вращения nJ т опт/п^н опт и приведенных расходов в турбинном и насосном режимах при максимальных КПД Q1 т. опт/^! и. опт*
Область применения радиально-осевых насос-турбнн по максимальному напору от 115 до 500 м разбита па семь диапазонов. Типы и основные параметры РОНТ для этих диапазонов приведены в табл. 24.1.
Для насос-турбнн применяется тот же принцип маркировки, что и для гидротурбин. Отличие заключается в том, что к буквенному обозначению типа рабочего колеса, принятому для турбин, добавляются
Т а б л и ца 24.1. Основные параметры радиально-осевых насос-турбин
Параметр
Тип рабочего колеса
РОНТ115
РОНТ140
РОНТ170
РОНТ230
РОНТ310
РОНТ400
РОНТ500
Зоны применения рабочих колес по напору Я. м
80-115
100-140
130-170
160-330
220-310
290-400
380-500
Коэффициент быстроходности в насосном режиме при максимальном КПД П8Н
220-185
205-170
175-155
160-140
140-120
125-110
115-100
Относительный диаметр рабочего колеса Dj
0.82-0.72
0.8-0.7
0.73-0.65
0,68-0.6
0.62-0,55
0.60-0,52
0,55-0.5
Относительная высота направляющего аппарата Ъ»
0.16
0,14
0,12
0.11
0.09
0.08
0.07
Приведенная частота вращения в насосном режиме при максимальном КПД "I и. опт' о6/мвн
95-90
94-89
93-88
92-87
91-85
90-84
89-82
Приведенный расход в насосном режиме при максимальном КПД <?1нопт. м#/е
0.44-0.32
0,38-0.28
0,28-0.24
0,25-0.19
0.20-0,16
0.16-0.13
0,13-0,11
Максимальный коэффициент кавитации в насосном режиме ая
0.27-0.23
0.26-0.21
0.21-0.19
0,19-0.16
0,17-0.14
0,14-0.12
0.13-0.11
Рис. 24.2. Гидравлический, механический и объемный КПД модельной насос-турбины: а —в турбинном режиме при л'—97.2 об/мин; б —в несосном режиме при п—600 об/мии; cQ—28 ммРис. 24.2. Гидравлический, механический и объемный КПД модельной насос-турбины: а —в турбинном режиме при л'—97.2 об/мин; б —в несосном режиме при п—600 об/мии; cQ—28 ммРис. 24.3. Зависимость относительного КПД от коэффициента быстроходности насос-тур- бипы:7 — но денным (S21; 2 — по денным [S3]Рис. 24.3. Зависимость относительного КПД от коэффициента быстроходности насос-тур- бипы:7 — но денным (S21; 2 — по денным [S3]Рис. 24.4. Проточная часть модели насос- турбнны РОНТ115/812, соответствующая полученной универсальной характеристикеРис. 24.4. Проточная часть модели насос- турбнны РОНТ115/812, соответствующая полученной универсальной характеристике
Рис. 24.2. Гидравлический, механический и объемный КПД модельной насос-турбины: а —в турбинном режиме при л'—97.2 об/мин; б —в несосном режиме при п—600 об/мии; cQ—28 мм
Рис. 24.2. Гидравлический, механический и объемный КПД модельной насос-турбины: а —в турбинном режиме при л'—97.2 об/мин; б —в несосном режиме при п—600 об/мии; cQ—28 мм
Рис. 24.3. Зависимость относительного КПД от коэффициента быстроходности насос-тур- бипы:
7 — но денным (S21; 2 — по денным [S3]
Рис. 24.3. Зависимость относительного КПД от коэффициента быстроходности насос-тур- бипы:
7 — но денным (S21; 2 — по денным [S3]
Рис. 24.4. Проточная часть модели насос- турбнны РОНТ115/812, соответствующая полученной универсальной характеристике
Рис. 24.4. Проточная часть модели насос- турбнны РОНТ115/812, соответствующая полученной универсальной характеристике
буквы НТ. Например, обозначение радиально-осевой насос-турбнны с рабочим колесом, применяемым при наибольшем напоре // — 115 м, вертикального исполнения, с ио- юшальным диаметром рабочего колеса Dx = 650 см следующее: насос-тсрбниа РОНТ115-В-С50.
Коэффициент полезного действия и потери мощности в насос-турбине. Мощность потока, кВт, определяется одинаково для турбинного н насосного режимов:
No — pgQH = 9,81Q//.
Для турбинного режима принимается расход воды, подведенный к гндромашнне, а в насосном режиме — расход, выходящий из машин (подача).
Турбинный режим. Потери мощности и КПД насос-турбин в турбинном режиме определяются так же, как и для обычных гидротурбин. Полезная мощность, развиваемая на валу насос-турбнны в турбинном режиме.
Кл = 4tN,, (24.2)
где Т)т — полный КПД насос-турбины в турбинном режиме. Потерн мощности, равные Д^т — (I — цт) Nt, разделяются на три основных вида—объемные, гидравлические и механические. Соответственно этому полный КПД может быть представлен как произведение объемного, гидравлического и механического КПД:
Чт — ЧтцПт.гПт.и-
Насосный режим. Мощность, подводимая к валу насос-турбнны в насосном режиме, равна:
«н = 1л-0, (24.3)
Чк
где ц, — полный КПД насос-турбины в насосном режиме.
Потери мощности в насосном режиме, равные NN = (I — 4»)W«, также разделяются на три вида — механические, гидравлические и объемные.
Полный КПД гидромашины в насосном режиме может быть представлен про-
взведением механического, гидравлического и объемного КПД:
Чн “=* П«- мЧи, гПне-
При модельных испытаниях определяют полный КПД. Для устранения влияния потерь на трение в подшипниках и подпятнике модельной гидромашины мощность, расходуемая на них, автоматически включается в полезную мощность, и механический КПД модели учитывает только гидравлическое трение в зазоре между наружными поверхностями рабочего колеса и неподвижными частями.
Долю различного вида потерь в общих потерях мощности в модельной насос-тур- бине можно экспериментально определить отдельно для турбинного и насосного режимов. На рис. 24.2 приведен пример разделения потерь мощности для модельной насос-турбины с быстроходностью л„ = 200. Объемные потери в данном случае невелики и составляют 0,6—0,8 % мощности вблизи оптимумов турбинного и насосного режимов. Механические потери, включающие только потери на гидравлическое трение в зазорах между колесом и неподвижными частями насос-турбнны, достигают 1,5—2 %. Гидравлические потерн составляют 7—10 % для оптимальных режимов.
Доля различных видов потерь зависит от быстроходности насос-турбины. Зависимость полного КПД от быстроходности согласно [52, БЗ] имеет максимум при значении л„=150~-180 (рис. 24.3). В этом диапазоне быстроходности суммарные потери мощности минимальны. Уменьшение быстроходности сопровождается возрастанием доли объемных и механических потерь, что приводит к резкому падению полного КПД при п„ -< 120. Повышение коэффициента быстроходности свыше л„ = = 180 сопровождается небольшим увеличением гидравлических потерь н плавным снижением полного КПД насос-турбнны.
При верхнем на настоящее время пределе быстроходности п„ = 300 снижение КПД по сравнению с вариантами оптимальной быстроходности составляет менее 1 %
и не является большим препятствием для повышения быстроходности насос-турбин для напора ниже 100—120 м.
Резкое снижение КПД при уменьшении быстроходности ниже п„ = 130 4-140 ставит задачу максимально возможного повышения быстроходности высоконапорных насос-турбин. Минимально допустимым коэффициентом быстроходности одноступенчатой насос-турбины можно считать л„ = = 90 4- 110, при которой снижение КПД достигает 3 %. Однако для повышения эффективности высоконапорных насос-турбин стремятся ограничить нижний предел быстроходности значением п» = 120 [53], при котором возможно получить КПД, уменьшенный не более чем на 1,5 % по сравнению с вариантами оптимальной быстроходности. При создании насос-турбин с быстроходностью л„ = 120 на напор свыше 600 м возникают сложные проблемы обеспечения хороших кавитационных качеств, прочности и надежности конструкции.
Коэффициент полезного действия насос-турбин в оптимальных точках турбинного и насосного режимов примерно одинаков и на 2—3 % ниже, чем для обычных реактивных гидротурбин такой же быстроходности. Это вызвано, прежде всего, более высокой относительной скоростью в проточной части насос-турбин по сравнению с турбинами. Приведенная частота вращения „1 насос-турбин выше, а приведенный расход Q| значительно ниже, чем в турбинах. Вследствие этого гидравлические, механические и объемные потерн в насос-турбннах больше, чем в реактивных турбинах такой же быстроходности.
ГЛАВНЫЕ УНИВЕРСАЛЬНЫЕХАРАКТЕРИСТИКИ
При выборе типа, размера, частоты вращения и высоты отсасывания насос-турбины ГАЭС на заданные условия и для
оценки работы в турбинном и насосных режимах используются главные турбинная и насосная универсальная характеристики.
В целях удобства пользования главная насосная универсальная характеристика изображается аналогично турбинной в виде зависимостей ц, л, и а от Q, для ряда постоянных значений открытия а0. Кроме
Рис. 24.5. Главная универсальная характеристика насос-турбины с рабочим колесом РОНТ115/812 в турбинном режиме
того, аависимость <r(Qj) зачастую приводится не для всех значений открытия о», а только для точек на линии, огибающей кривые ^(Qj, поскольку кавитационные качества насос-турбины в насосном режиме практически не зависят от открытия направляющего аппарата, а определяются условиями входа потока в рабочее колесо.
К главной универсальной характеристике каждой насос-турбины прилагаются эскизы проточной части с указанием основных параметров испытанной модели (числа лопастей рабочего колеса, числа лопаток направляющего аппарата, высоты и диаметра направляющего аппарата, типа и размеров спиральной камеры н отсасывающей трубы), приводятся номера теоретических чертежей лопасти рабочего колеса, лопатки направляющего аппарата, а также указываются условия испытаний, в частности напор, высота отсасывания и температура воды. Они деются для пояснения условий испытаний и служат неотъемлемой частью главной универсальной характери-, стики. Отклонения размеров проточной части от размеров в прилагаемом к характеристике эскизе могут не только повлиять па КПД насос-турбины, но и привести к возможности неустойчивой работы в насосном режиме с динамическими нагрузками, во много раз превышающими их уровень при нормальной устойчивой работе.
При отсутствии в настоящее время достаточного опыта но учету влияния отклонений в проточной части на работу насос-
турбины в насосном режиме использование главной универсальной характеристики для выбора оборудования должно предполагать соблюдение полного подобия натурной и модельной насос-турбнн.
Для примера на рис. 24.4—24.6 приведены главные универсальные характеристики насос-турбины РОНТ115/812, включая эскиз проточной части испытанной модели.
ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБИННОГОИ НАСОСНОГО РЕЖИМОВ
ОБРАТИМЫХ ГИДРОМАШИН
Для сопоставления КПД и мощности насос-турбин с различными рабочими колесами при одном значении напора используются рабочие турбинные характеристики, которые могут быть получены на основании главных турбинных универсальных характеристик. Они представляют собой кривые Tl=*f(^i) применительно к модели или т] •= /(Я) для натурной машины. Обычно приводятся рабочие турбинные характеристики для трех напоров — максимального, расчетного и минимального. Пример рабочей турбинной характеристики в относительных единицах дан на рис. 24.7. Здесь же для сравнения дана рабочая характеристика РО турбины. Рабочие характеристики насос-турбин имеют узкую зону высоких КПД. По крутизне они близки характеристикам пропеллерных гидротурбин. Мощность быстроходных насос-турбин в турбинном режиме на линии 5 %-ного за-
Рис. 24.7. Рабочие турбинные характеристики при постоянном напоре:I — РО турбина; 1 — РОНТРис. 24.7. Рабочие турбинные характеристики при постоянном напоре:I — РО турбина; 1 — РОНТпаса, т. е. равная 95 % предельной мощности, часто совпадает с мощностью, соответствующей максимальному КПД при данном напоре, и даже бывает ниже ее. Поэтому целесообразно рассматривать возможность уменьшения запаса мощности менее 5 %, чтобы рабочий диапазон режимов включал зону максимального КПД. Для уменьшения запаса мощности необходимо накопление достаточного опыта в производстве и эксплуатации насос-турбин.
Рис. 24.7. Рабочие турбинные характеристики при постоянном напоре:
I — РО турбина; 1 — РОНТ
Рис. 24.7. Рабочие турбинные характеристики при постоянном напоре:
I — РО турбина; 1 — РОНТ
Рис. 24.9. Улучшение рабочей характеристики tiacoc-турбпны применением стабилизирующих устройств:Рис. 24.9. Улучшение рабочей характеристики tiacoc-турбпны применением стабилизирующих устройств:я — рабочая характеристика; б —рабочее колесо со стабилизирующим устройством- / — без устройства; Т —с устройствомя — рабочая характеристика; б —рабочее колесо со стабилизирующим устройством- / — без устройства; Т —с устройствомСравнение насос-турбин по расходу, потребляемой мощности и допустимой высоте всасывания Н, в насосном режиме проводится на основании рабочих насосных характеристик, которые представляют собой зависимости Н, N, ц. Я, от расхода Q при постоянной частоте вращения л (рис. 24.8). Рабочие характеристики могут быть даны для нескольких значений открытия направляющего аппарата, но обычно они приводятся для открытия ос, изменяющегося с изменением расхода Q таким образом, чтобы обеспечивались максимальные значения КПД, соответствующие линии, огибающей кривые ц (Q), для фиксированных значений о0.
Рис. 24.9. Улучшение рабочей характеристики tiacoc-турбпны применением стабилизирующих устройств:
Рис. 24.9. Улучшение рабочей характеристики tiacoc-турбпны применением стабилизирующих устройств:
я — рабочая характеристика; б —рабочее колесо со стабилизирующим устройством- / — без устройства; Т —с устройством
я — рабочая характеристика; б —рабочее колесо со стабилизирующим устройством- / — без устройства; Т —с устройством
В диапазоне рабочих насосных режимов при изменении напора от Я„.... до Я,. и,,с производная dH]dQ функции Я(Q)I как правило, отрицательна, т. е. функция является монотонно убывающей. За счет этого обеспечивается устойчивая работа иа- сос-турбины в иасосиом режиме. Для рабочих характеристик быстроходных насос- турбнн характерно наличие на кривой Я(Q) участка, где производная 5HI5Q близка к нулю или даже положительна. Работа в этой зоне сопровождается низким уровнем КПД и помпажными явлениями, выражающимися в сильных пульсациях потока н больших динамических нагрузках на конструкцию насос-турбины. На форму рабочей насосной характеристики вблизи упомянутой зоны оказывают существенное влияние локальные кавитационные явления в проточной части насос-турбины, поэтому
окончательная рабочая характеристика должна быть получена при минимальном кавитационном коэффициенте установки о.. ,ci. который возможен при эксплуатации насос-турбины в насосном режиме.
Так же как в турбинном режиме обеспечивается 5 %-ный запас до срыва мощности, в насосном режиме необходимо обеспечить определенный запас по напору (3— 5 %), исключающий возможность работы в зоне рабочей характеристики, где dH(dQ > > 0.
В тех случаях, когда имеется явно выраженный провал по напору на рабочей насосной характеристике (рис. 24.9), для его устранения могут применяться стабилизирующие устройства во всасывающей трубе вблизи рабочего колеса. Они представляют собой крестовину или отдельные пластины, установленные на стенке конуса всасывающей трубы параллельно ее оси. Для предотвращения отрицательного влияния стабилизирующего устройства на КПД насос-турбины размеры пластин могут быть ограничены в радиальном направлении значением (0,05—0,1)01. Указанные устройства препятствуют образованию периферийного кольцевого вихря у всасывающих кромок рабочего колеса и улучшают форму рабочей насосной характеристики.
Достигаемое применением стабилизирующего устройства устранение провала по напору на насосной рабочей характеристике позволяет увеличить максимально достижимый напор при устойчивой работе в насосной режиме или уменьшить диаметр рабочего колеса, необходимый для получения заданного максимального напора.
ЧЕТЫРЕХКВАДРАНТНЫЕХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОС-ТУРБИН
Главные универсальные характеристики с достаточной для практических целей подробностью представляют гидравлические параметры гидромашины в турбинном и насосном режимах. Как правило, они охватывают только те диапазоны Q| и л(, которые необходимы для построения эксплуатационных и рабочих характеристик при возможных для данного типа насос-турбип изменениях рабочего напора. Применительно к радиально-осевым гидротурбинам главные универсальные характеристики охватывают обычно диапазон изменения приведенного расхода в пределах (0,5—1,5) X X Ql опт и приведенной частоты вращения в пределах (0,8—1,5) п(0ПТ, где QjonT и Л|опт соответствуют максимальному КПД.
Для анализа переходных процессов в гидроагрегатах ГЭС требуется полная турбинная универсальная характеристика с пределами изменения частоты вращения от нулевой до разгонной. Для гидроагрегатов 312
Рис. 24.10. Четырехквадраитпая характеристика насос-турбины РОИТ115-35,7 в координатах Q, —л.
ГАЭС, оборудованных насос-турбинамн, необходимы не только турбинная и насосная характеристики, по и характеристика, отражающая гидравлические параметры во всех других возможных режимах, встречающихся при переходных процессах (см. § 28.3). Такая характеристика, используемая в насосах, получила название четырехквадрантной. Для насос-турбин она дается в координатах Q( — л, и At, —nj. Пример четырехквадраитной характеристики РОНТ115 дан на рис. 24.10 и 24.11. За положительные направления потока и вращения вала гидромашины принимают направления насосного режима. В турбинном режиме значения приведенного расхода Qt и частоты вращения л( являются в этом случае отрицательными.
Насосный режим охватывает первый квадрант (л, > 0, Q( > 0). Во втором квадранте представлен режим противотока (nJ > 0, QJ < О). Этот режим, характеризуемый насосным направлением вращения и турбинным направлением потока, возможен при потере привода насос-турбины в насосном режиме. Турбинный режим представлен в третьем квадранте (л( < 0, QJ < о) и охватывает диапазон приведенной частоты вращения от нулевой до разгонной. В третьем же квадранте при зна
чениях частоты вращения выше разгонной находится тормозной режим (режим рассеивания энергии), характеризуемый отрицательными значениями крутящего момента на валу пасос-турбппы. Этот режим встречается при остановке гидроагрегата после сброса нагрузки/ когда направляющий аппарат закрывается до малого значения открытия Оо, а частота вращения на- сос-турбины сохраняется вследствие инерции гидроагрегата более высокой, чем разгонная частота вращения при данном открытии а0.
В четвертом квадранте (л] < 0, Q, > о) представлен насосный режим обратного вращения. Этот режим возможен в том же случае, что и тормозной режим.
На четырехквадраитной характеристике в координатах Q( — л, поиводятся линии постоянных значений открытия направляющего аппарата п0 и приведенного крутящего момента М, на валу насос-турбины. Четырехквадраитпая характеристика представляется также в координатах М, — л, с нанесением линий а0 = const и Q] = const. Нередко характеристика в координатах At| —Л| служит дополнением к характеристике в координатах Q, — Пр поскольку с ее помощью можно более точно отразить изменение момента Л4(, особенно в зоне перехода от насосного режима к режиму противотока. В этом случае на ней могут не приводиться линии постоянных значений Qj —const (рис. 24.11).
В радиально-осевых и диагональных насос-турбинах напор сохраняет свой знак при переходных процессах, и рассмотренная четырехквадраитпая характеристика охватывает все возможные режимы работы гидромашины этого типа. В осевых насос- турбинах, где возможно изменение знака напора, необходимо иметь четырехквадрантные характеристики как для положительного. так и для отрицательного напора.
Четырехквадрантные характеристики обычно получают при модельных испытаниях на установке с большим кавитационным коэффициентом о,С1, включающим возможность образования кавитации в проточной части на всех режимах.
Для натурной насос-турбины кавитационный коэффициент установки принимается таким, чтобы предотвратить Снижение гидравлических параметров (КПД, расхода или напора) в диапазоне нормальных рабочих режимов. При этом в режимах, не являющихся рабочими, но встречающихся при переходных процессах, возможно заметное изменение параметров, обусловленное кавитационными явлениями в проточной части. К таким режимам относятся насосный режим с низкими значениями при
веденной частоты вращения (малыми расходами), режим противотока, турбинный режим вблизи разгонной частоты вращения.
Это обстоятельство необходимо учитывать при сравнении экспериментальных результатов с расчетными данными по переходным процессам, полученными с использованием четырехквадраитной характеристики. Для учета влияния кавитации на переходные процессы можно определить чстырехквадрантную характеристику при тех значениях кавитационного коэффициента а,<„ которые обеспечиваются на рассматриваемой установке, и использовать эту характеристику при расчетах.
СИЛОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ОБРАТИМОГО ГИДРОАГРЕГАТА
К числу наиболее важных силовых характеристик относятся:
характеристики ротора гидроагрегата (крутящий момент, осевая и радиальная гидравлические силы, действующие на рабочее колесо);
характеристики р а б очего колеса (гидравлические силы и моменты, действующие па лопасти рабочего колеса);
характеристики направляющего аппарата (силы и моменты на лопатках направляющего аппарата).
Характеристики ротора гидроагрегата. Приведенный крутящий мо -
' ’ 313
стк н внутреннюю поверхность обода рабочего колеса насос-турбины РОНТII 5-35,7стк н внутреннюю поверхность обода рабочего колеса насос-турбины РОНТII 5-35,7мент на валу nacoc-турбяны всегда определяется при модельных испытаниях и выдается в виде четырехквадрантной характеристики в координатах М, — nt (рис, 24.11). Момент на валу натурной насос-турбины вычисляется для любой режимной точки по формуле
стк н внутреннюю поверхность обода рабочего колеса насос-турбины РОНТII 5-35,7
стк н внутреннюю поверхность обода рабочего колеса насос-турбины РОНТII 5-35,7
м—м'^н.
Осевая гидравлическая си- л а, действующая на рабочее колесо радиально-осевой насос-турбины, складывается из силы, действующей на внутреннюю поверхность колеса, включая лопасти, и силы, действующие на наружную поверхность обода. Сила, действующая на внутреннюю поверхность, может быть определена при модельных испытаниях, приведена к единичному диаметру и напору и представлена изолиниями на четырехквадрантной характеристике (рис. 24.12). Для натурной насос- турбины она пересчитывается по формуле ^ое-г-^ое.^.
Сила, действующая на наружную поверхность обода, обычно определяется расчетом, так как конструктивное исполнение уплотнений модельной и натурной насос- турбин различное, и распределение давления по поверхности обода не моделируется. При расчете используются эксперименталь
ные данные по замерам давления на модели в различных точках вблизи рабочего колеса.
Суммарное осевое усилие, действующее на подпятник гидроагрегата, складывается нз гидравлической осевой силы и веса связанных с валом вращающихся частей на- сос-турбииы и двигатель-генератора, которые целиком определяются конструкцией гидроагрегата.
Радиальная гидравлическая сила, которую необходимо знать для расчета направляющего подшипника, определяется по экспериментальным данным, получаемым на модели.
Результаты модельных испытаний представляются зависимостями приведенной радиальной силы Р1г от приведенной частоты вращения Л| для различных открытий направляющего аппарата Ое (рис. 24.13).
Характеристики рабочего колеса. Гидравлические силы, действующие на лопасти радиально-осевых рабочих колес, необходимы для расчета на прочность. Они определяются теоретически при решении прямой задачи обтекания рабочего колеса, когда находится распределение давления по поверхности лопастей. Экспериментальное определение силовых характеристик радиально-осевого рабочего колеса представляет большие сложности и не практикуется.
В поворотно-лопастных диагональных и осевых рабочих колесах момент относительно оси вращения лопасти необходимо знать при определении размеров сервомотора привода лопастей и потребного давления масла в сервомоторе. При модельных испытаниях измеряется суммарный момент центробежных и гидравлических сил. Момент центробежных сил определяется как
расчетом, так и экспериментально при вращении рабочего колеса в вакуумной камере или при малой частоте вращения в воздухе. Момент гидравлических сил определяется разностью суммарного момента и момента центробежных сил:
Мг-М — М-а.
Результаты измерений даются зависимостями приведенного гидравлического момента А11г от приведенной частоты вращения л( при постоянных значениях открытия направляющего аппарата оо аналогично четырехквадрантной характеристике. Такие семейства кривых строятся для каждого фиксированного угла поворота лопасти <р.
Рис. 24.14. Статическая (о) и динамическая (б) составляющие приведенных сил и моментов на лопатках направляющего аппарата насос-турбины РОНТ115-35,7 приОо = 8 мм: / — составляющие сил: 5 — составляющие моментовРис. 24.14. Статическая (о) и динамическая (б) составляющие приведенных сил и моментов на лопатках направляющего аппарата насос-турбины РОНТ115-35,7 приОо = 8 мм: / — составляющие сил: 5 — составляющие моментовХарактеристики направляющего аппарата. Для конструирования привода и расчета на прочность деталей направляющего аппарата необходимы подробные сведения о статических и динамических нагрузках, действующих на его лопатки на всех возможных режимах работы. Если в приводе направляющего аппарата используются нн-
Рис. 24.14. Статическая (о) и динамическая (б) составляющие приведенных сил и моментов на лопатках направляющего аппарата насос-турбины РОНТ115-35,7 при
Оо = 8 мм: / — составляющие сил: 5 — составляющие моментов
Рис. 24.14. Статическая (о) и динамическая (б) составляющие приведенных сил и моментов на лопатках направляющего аппарата насос-турбины РОНТ115-35,7 при
Оо = 8 мм: / — составляющие сил: 5 — составляющие моментов
дпвидуальные сервомоторы с гидравлической системой синхронизма, то становится необходимым определение нагрузок на лопатки при нарушении синхронизма их положения.
Необходимые данные о нагрузках, действующих на лопатки направляющего аппарата, определяются при модельных испытаниях с использованием измерительных устройств, которыми оснащаются несколько лопаток.
Сведения о динамических нагрузках, полученные на модели, требуют уточнения при пересчете их на натурные насос-тур- биин.
Результаты измерений графически представляются в виде зависимостей приведенных значений статической и динамической составляющих силы Р| ст, 7>1днн и момента М|ст, Х1|ДПМ от приведенной частоты вращения при ряде постоянных значений открытия направляющего аппарата Оо модели. На рис. 24.14 приведены осредненныс по трем лопаткам результаты измерений составляющих сил и моментов, полученные
Рис. 24.15. Статическая составляющая момента на лопатках направляющего аппарата в турбинном режиме при Н, для лопаток №6, 13, 19
для открытия Оо = 8 мм на модели с диаметром рабочего колеса D\ == 357 мм.
Для рабочих режимов (турбинного и насосного) в диапазоне от минимального до максимального капора не только приводятся осредненные по лопаткам величины сил и моментов, но н оценивается различие нагрузок по отдельным лопаткам, а также изменение нагрузок при нарушении идентичности положения (рассогласования) лопаток.
Для удобства сравнения характеристик модельной и натурной насос-турбпн модельные результаты для рабочих режимов даются в виде зависимостей момента Л1|сг на разных «лопатках (обычно трех) от открытия а0 при постоянном значении Яр соответствующем определенному напору (рис. 24.15, 24.16). Следует отметить, что значения статической составляющей крутящего момента даже при идентичном положении лопаток неодинаковы. Разброс зна-
Рис. 24.16. Статическая составляющая момента на лопатках направляющего аппарата в насосном режиме: о-прк Имнн; 6-прк НМ1КС
чепнй достигает 25 % максимальною момента, что связана с местоположением лопатки в спиральной камере, а также с отклонениями формы и эксцентриситета лопаток при изготовлении.
Результаты, полученные на модели, показывают, что рассогласование лопаток направляющего аппарата сопровождается существенным увеличением моментов рассогласованной лопатки и лопаток, соседних с ней. Особенно резкое увеличение момента рассогласованной лопатки наблюдается в насосном режиме в положении большого открытия, в то время как остальные лопатки находятся в положении, близком к закрытому. При этом значение момента более чем в 3 раза превышает максимальный момент согласованных лопаток. Такой случай рассогласования лопаток в насосном режиме явился причиной серьезных повреждений пасос-турбип па ГАЭС Вианден [51].
Увеличение нагрузок на лопатки при их рассогласовании необходимо учитывать при расчете на прочность лопаток и деталей привода направляющего аппарата с индивидуальными сервомоторами, а также при определении работоспособности индивидуальных сервомоторов.
ЭКСПЛУАТАЦИОННАЯХАРАКТЕРИСТИКА НАСОС-ТУРБИНЫ
Для определения параметров насос- турбины при различных условиях работы, определяемых напором и мощностью, служит эксплуатационная универсальная характеристика. Обычно она строится отдельно для турбинного я насосного режимов. Эксплуатационная характеристика турбинного режима по форме не отличается от характеристики обычной гидротурбины и рассчитывается аналогичным образом (см. гл. 7).
В качестве эксплуатационной характеристики насос-турбины в насосном режиме принято использовать рабочую насосную характеристику натурной насос-турбины (см. рис. 24.8). Для ее построения используются рабочие насосные характеристики модельной насос-турбины Ян-=[| (QM), Ям = Ь(9м). 11м"Гз(9м). c^MQh) при постоянной частоте вращения ли Пересчет напора, расхода и мощности осуществляется по формулам подобия с учетом поправки на КПД для напора:
Н, - Ям (лн/лм)1 кОхнЮхнУ (Пк/Пм):
Quа Qu (пц/лм) (Д|н/Д|м)3;
N„~NMMnMp (D.VD.m)6.
В насосном режиме КПД насос-турбины и, может быть вычислен по известному КПД модели 11м с введением поправки Др на масштабный эффект.
Поправку Дц при пересчете гидравлического КПД модели т|г. м международным
ТогдаТогдаа" = ( 0,65а" = ( 0,65им, У»С )им, У»С )(24.5)(24.5)
Тогда
Тогда
а" = ( 0,65
а" = ( 0,65
им, У»
С )
им, У»
С )
(24.5)
(24.5)
кодом модельных испытании насосов ГЛЭС (публикация 497. 1976 г.) рекомендуется определять по формуле
Дц = А {(I - Лг. м) [1 - (Dim/Dik)1'5 X
х (Ям/Ян)710!}.
Значение К следует- выбирать в пределах 0,4—0,6, а объемные, дисковые н механические потерн для модели и натурной насос-турбины рекомендуется вычислять отдельно. Поправка Дц определяется для режима максимального КПД принимается постоянной для всех режимов.
Таким образом, КПД натурной насо'с- турбины может быть вычислен по формуле
’1н = ( " —“«Пен- (24.4) х Ом. мч^м с
где Т)м.м, Лем — механический и объемный КПД модели; Лм. и. Лчн — т° же Для натурной насос-турбины.
Диапазон работы в насосном режиме ограничивается линиями, соответствующими минимальному и максимальному значениям напора.
ОСОБЕННОСТИ КАВИТАЦИИ
В ОБРАТИМЫХ ГИДРОМАШИНАХ
В гл. 4 изложены вопросы, связанные с кавитацией и кавитационной эрозией в гидротурбинах, которые в большой степени соответствуют и обратимым гидромашинам, поэтому кратко остановимся лишь на особенностях, характерных для обратимых ги- дромашнп.
Оценку кавитационных качеств обратимых гидромашин принято производить по кавитационному коэффициенту а (см. гл. 4) или по критериям, которые используются в насосостроснии (см. табл. 22.3). В практике турбинных заводов в настоящее время большее применение при оценке кавитационных качеств обратимых гидромашин и расчете Н, находит кавитационный коэффициент а.
Для обратимой гидромашнны важным фактором является соотношение кавитационных характеристик при работе в турбинном и насосном режимах. Испытания, проведенные в ПО ЛМЗ и других организациях, при отработке проточных частей на условия ГАЭС с напором Ясе 100 м показывают, что это соотношение лежит в пределах cjo, = 1,3 4-2,3. Поэтому по условиям кавитации в обратимых гидромашинах насосный режим является наиболее опасным, в связи с чем заглубление рабочего колеса рассчитывается исходя из значений кавитационного коэффициента для насосного режима.
Значения с, наносятся на рабочую насосную характеристику модели гидромаши- пы. Зависимость о, = f(Q), как правило,
имеет минимум, соответствующий оптимальному по КПД режиму работы.
Для оценки кавитационных качеств
обратимой гидромашины, работающей в насосном режиме, в ряде случаев целесообразно использовать кавитационный коэф
фициент быстроходности С, предложенный профессором С. С. Рудневым (см. гл. 22).
Из опыта насосостроепия для насосов разной быстроходности могут быть приняты следующие значения С:
л, 50- 70 70—80 80—150150—250
С 600 -750 800 800-1000 1000—1200
По данным [49] для одноступенчатых обратимых гидромашин радиально-осевого типа можно принять критические значения С = 1300 4- 1400.
В насосостроснии находит применение следующая формула для определения кавитационного коэффициента:
п *
=(2<6)
где А — коэффициент, зависящий от конструкции гидромашины и п, (по данным [50] А =- 4000 4-6300). Японские специалисты рекомендуют А = 5260.
Для осевых обратимых гидромашин можно рекомендовать [50]
он — 2,77- Ю-^ 96.(24.7)
Определять кавитационный коэффициент по предлагаемым формулам можно только на предварительном этапе проектирования гидромашин. Для получения достоверных и надежных данных необходимо проведение модельных испытаний.
Правила отсчета высоты всасыпакия для обратимых гидромашин (в отличие от высоты отсасывания для гидротурбин) показаны на рис. 4.3. Высоту всасывания рекомендуется определять по формулам, аналогичным приведенным в § 7.3.
Особенностью кавитационной эрозии обратимых гидромашин является возникновение эрозии на участках, характерных как для турбинного, так и для насосного режимов. Поскольку а« примерно в 2 раза больше от, то определяющим кавитационным режимом будет насосный.
Для радиально-осевых обратимых ги- дромашии характерной зоной образования кавитационных каверн в насосном режиме является всасывающая кромка лопасти. Модельные испытания насос-турбины Загорской ГАЭС показали, что при повышшшом напоре кавитационная каверна образуется на стороне низкого давления (выпуклая сторона лопасти) по всей длине всасывающей кромки.
Рис. 24.17. Зоны кавитационной эрозии модельного рабочего колеса РОНТ для условий Загорской и Ташлыкской ГАЭС: в—тмлмая поверхность лопасти (сторона разреженна) при ^накс; б—лицевая поверхность лопасти (сторона давления) при Ямнп: / — кавитационная эона; 1—Юна разрушения лакового покрытия! 4—внутренняя поверхность обода рабочего колесаРис. 24.17. Зоны кавитационной эрозии модельного рабочего колеса РОНТ для условий Загорской и Ташлыкской ГАЭС: в—тмлмая поверхность лопасти (сторона разреженна) при ^накс; б—лицевая поверхность лопасти (сторона давления) при Ямнп: / — кавитационная эона; 1—Юна разрушения лакового покрытия! 4—внутренняя поверхность обода рабочего колесаЗона эрозия расположена непосредственно за входной кромкой лопастиЗона эрозия расположена непосредственно за входной кромкой лопасти
Рис. 24.17. Зоны кавитационной эрозии модельного рабочего колеса РОНТ для условий Загорской и Ташлыкской ГАЭС: в—тмлмая поверхность лопасти (сторона разреженна) при ^накс; б—лицевая поверхность лопасти (сторона давления) при Ямнп: / — кавитационная эона; 1—Юна разрушения лакового покрытия! 4—внутренняя поверхность обода рабочего колеса
Рис. 24.17. Зоны кавитационной эрозии модельного рабочего колеса РОНТ для условий Загорской и Ташлыкской ГАЭС: в—тмлмая поверхность лопасти (сторона разреженна) при ^накс; б—лицевая поверхность лопасти (сторона давления) при Ямнп: / — кавитационная эона; 1—Юна разрушения лакового покрытия! 4—внутренняя поверхность обода рабочего колеса
Зона эрозия расположена непосредственно за входной кромкой лопасти
Зона эрозия расположена непосредственно за входной кромкой лопасти
вблизи обода и зеркально на ободе (рис. 24.17).
Кроме эрозии лопастей па некоторых РОНТ в насосном режиме кавитационные разрушения могут возникнуть на входных участках лопаток направляющего аппарата н колони статора. В турбинном режиме при /7Т. ма«с эрозия возникает лишь на входном участке лопасти около обода. В районе выходной кромки эрозия отсутствует.
При минимальном напоре в турбинном режиме возникает зона эрозии за входной кромкой на лицевой стороне лопасти.
Меры защиты обратимых гидромашнн от кавитационной эрозии аналогичны мерам защиты обычных гидротурбин (см. гл. 4). Основным способом защиты следует считать применение кавитационно-стойких материалов. Например, рабочее колесо Загорской ГАЭС изготовлено полностью из нержавеющей стали 06X12НЗД. Может также использоваться метод защиты мест, подверженных кавитационной эрозии, нержавеющим слоем. Для снижения интенсивности кавитационной эрозии также может быть рассмотрена возможность подвода воздуха в зону кавитации.
Глава 25
ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ НАСОС-ТУРБИН
РАСХОД, КАПОР И МОЩНОСТЬГИДРАВЛИЧЕСКОЙ МАШИНЫВ ТУРБИННОМ И НАСОСНОМ
РЕЖИМАХ
Работа насос-турбины характеризуется напором, расходом, мощностью н диапазоном их изменений в период эксплуатации. Эти параметры являются исходными для выбора и конструирования насос-турбины я определяются в проекте ГАЭС на основании гидрологических, энергетических и экономических расчетов.
Для турбинного режима задаются, как правило, минимальный, расчетный и максимальный напоры брутто, определяемые как разность энергий верхнего и нижнего бьефов, и соответствующие им напоры нетто, определяемые как разность удельных энергий на входе в спиральную камеру и на выходе из отсасывающей трубы. Расчетный напор — это наименьший напор, при котором должна обеспечиваться заданная расчетная мощность. Для проектирования гидротурбинного оборудования важно знать средневзвешенный папор (см. § 19.3), так как именно при этом напоре должны обеспечиваться лучшие энергетические показателя, и этот напор является определяющим при расчете надежности и долговечности конструкция.
Радиально-осевые насос-турбины, получившие в СССР наибольшее распро*
страненне, надежно работают только в определенном диапазоне напоров. Этот диапазон для насосного режима с ограничениями по длительности работы может быть ориентировочно принят равным Нж. MWJHX. *жкс = 0,7 -т- 0,95, для диагональных поворотно-лопастных насос-турбин он может быть увеличен до 0,5—0,7.
Мощность в турбинном режиме определяется по формуле (24.2) и является функцией открытия направляющего аппарата. Как и для обычной гидротурбины, надежная долговременная работа в турбинном режиме для радиально-осевых насос-турбин обеспечивается ориентировочно в диапазоне нагрузок (1—0,6)^мвкe, для поворотно- лопастных—в пределах комбинаторной зависимости.
Для насосного режима диапазон работы определяется максимальным и минимальным напорами, зона оптимального КПД насосной характеристики соответст- рует среднему напору. Напор нетто в насосном режиме, равный разности удельных энергий в граничных сечениях спиральной камеры и всасывающе-отсаеывающей трубы, больше, чем напор турбинного режима на значение суммарных потерь в водопроводящих устройствах при турбинном и насосном режимах. Это обстоятельство является одной из причин расположения эоны работы в турбинном режиме выше оптимума универсальной характеристики. Напор нетто в насосном режиме в отличие от
напора о турбинном режиме больше напора брутто.
Мощность в насосном режиме рассчн- тыпастся по формуле (2-1.3). В насосном режиме при постоянном напоре мощность не уменьшается монотонно до нуля при уменьшении открытия направляющего аппарата, как в турбинном режиме. Это связано с тем, что направляющий аппарат, находясь за рабочим колесом, осуществляет регулирование подачи только за счет изменения напора на рабочем колесе, т. е. за счет изменения потерн энергии в области направляющего аппарата, статора н спиральной камеры. При постоянном оптимальном открытии направляющего аппарата, при котором, как правило, осуществляется нормальная эксплуатация в насосном режиме, мощность изменяется в соответствии с изменяющимися капором н подачей и имеет максимум. Отношение расчетной мощности в турбинном режиме к насосной обычно находится в пределах 0,9—1,1, однако может достигать и большего диапазона изменения в зависимости от конструкции насос-турбнны н требований энергосистемы (см. $ 28.1).
Подача в насосном режиме является наряду с напором основным параметром ГЛЭС, так как она определяет время заполнения водохранилища и непосредственно связана с временем насосной работы в периоды снижения нагрузки энергосистемы. Как отмечалось выше, подачу в насосном режиме неэффективно регулировать направляющим аппаратом, поэтому на стадии проектирования ГАЭС особенно тщательно должно быть проведено технико-экономическое обоснование выбора соотношений напоров, расходов и времени суточной работы ГАЭС в различных режимах.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРАРАБОЧЕГО КОЛЕСА И ЧАСТОТЫВРАЩЕНИЯ РАДИАЛЬНО-ОСЕВОИНАСОС-ТУРБИНЫ
Проектирование насос-турбин начинается с выбора исходных данных, обеспечивающих заданные параметры: напор Н* н подачу Q* для насосного режима, мощность для турбинного режима NT и заглубление. Такими данными являются приведенная частота вращения пр приведенный расход Qt, коэффициент кавитации ст, относительная высота направляющего аппарата Бо» относительный диаметр рабочего колеса со стороны всасывающих кромок Л2 (см. рис. 24.1). Базовым параметром для систе- мдтнзацпп этих параметров является коэффициент быстроходности для насосного режима л,*, определяемый по формуле (24.1). Для насосного режима значения перечисленных параметров обычно находятся в зоне оптимума насосной характеристики.
Предварительно при отсутствии экспериментальных характеристик для турбинного и насосного режимов диаметр и частота вращения пасос-турбины определяются по статистическим или расчстпо-эмпнрп- ческим данным в зависимости от коэффициента быстроходности.
В случае использования статистических данных диаметр рабочего колеса определяется следующим образом. По табл. 24.1 выбирается коэффициент быстроходности, соответствующий заданному напору. По заданной подаче QH и напору //* по формуле (24.1) находится частота вращения и округляется до ближайшего значения синхронной номинальной частоты вращения п„. Зная Нц. пн и используя значение п1н.опт (см- табл. 24.1), определяют диаметр рабочего колеса D\ по формуле
О = 21."- опт V"h (25 |) Пн
Далее уточняют значения мощности в насосном режиме по формуле (24.3), принимая КПД насоса ця « 0,9.
Расчетная мощность в турбинном режиме определяется по формуле (24.2) для расчетного напора и расхода, определяемого из уравнения
<?т - q.^
где для оптимальных насосного'н турбинного режимов принимается соотношение ^т-опт/^и-опт*-0-9 + Ь2. Для опредслс- ния расчетного приведенного расхода турбинного режима и КПД можно использовать выражения
Qm.p^OJS-i-i^) Q;TonT;
Пт «0,91.
При выборе основных параметров па- сос-турбии по расчетно-эмпирическим зависимостям используют соотношения
где К = (1,1 -г- 1,4)-Ю-4, что соответствует достигнутому в настоящее время значению кавитационного коэффициента быстроходности в насос-турбинах С = 1400 -?- 1200 (см. § 24.7); фк — коэффициент запаса, принимаемый по [52, 53, 56, 57); фк 1,25 по условиям отсутствия кавитационного срыва, фц=1,5-г2 по условиям минимальной кавитационной эрозии и допустимого уровня нестационарное™ (ф* = 1,5 принимается для напоров до 100 м, коэффициент фк ■* 2 для напоров выше 500 м); И. — заглубление.
Для выбора основных параметров на- сос-турбины при заданных заглублении Н$ и напоре Н* по формуле (25.2) опреде-
ляпе я коэффициент быстроходности П<п. по формуле (24,1) при известной подаче Q* — частота вращения л. Диаметр на всасывающей стороне насос-турбины определяется по формуле
о, Жм. <25-3)
где к находится в п^Дцелзх 4,5—5,5.
Если задается быстроходность насос- турбины. последовательность расчета изменяется. В этом случае определению подлежат заглубление по (25.2), частота вращения по (24.1) к диаметр насос-турбины па всасывающей стороне по (25.3). Диаметр на напорной стороне может быть найден из табл. 24.1 или по формуле
D, ^D2/K^\ (25.4)
где Кх = 0,043 4- 0.04 7; Kt = 0,53 [49], или из условия обеспечения максимального КПД при заданной быстроходности Ki = = 0,09 4-0,1; К3 = 0,38 [54].
Формулы (24.1), (25.2)— (25.4) в виде зависимостей от коэффициента быстроходности объединяют параметры ГАЭС (напор, расход, заглубление) с размерами на- сос-турбин и могут являться основой для ориентировочного технико-экономического обоснования.
Для оценочных расчетов могут также использоваться графики зависимостей напора от коэффициента быстроходности Я, = /(«»■) для различных заглублений Н, (рис. 25.1), а также зависимости коэффициента кавитации о от коэффициента быстроходности (рис. 25.2) для различных диапазонов изменения напоров в насосном режиме:
^Н = н* мякс ^_н' мин
Яр
При уточненных расчетах, когда имеются экспериментальные модельные насосная и турбинная характеристики или четырех- квадрантная универсальная характеристика, выбор основных размеров и параметров натурной насос-турбины осуществляется по характеристикам и формулам подобия. Должны быть детально изучены все зоны рабо-
Рис. 25.1. Зависимость максимального напора в насосном режиме от коэффициента быстроходности при различных заглублениях
Рис. 25.2. Зависимость коэффициента кавитации насос-турбины от быстроходности
ты на четырхквадрантной характеристике, возможные при стационарных и переходных режимах. Насосная характеристика, как правило, имеет на частичных расходах (Q<Qопт) зону с положительным (dHfdQ > 0) наклоном кривой Н = f(Q) (зона неустойчивой работы). Это явление происходит в основном из-за изменения меридианного течения в колесе при некотором критическом значении расхода QKp и вызывает неустойчивую работу с повышенным уровнем нестационарное™. Поэтому рабочая зона насос-турбины должна располагаться правее этой зоны (Q >- Q<p).
С учетом вышеизложенного, выбор диаметра по напорным кромкам Dx производится по модельной насосной характеристике /У* = HQm), расположенной в зоне Q > фкр- При этом
D1 = jD1mVQh/Qm V«m. V!Hн. макс»
где D\w — диаметр модели; Як. мкс — максимальный напор насос-турбины; Ям. р— напор модели в расчетной точке; Qm — соответствующая напору подача модели; QH— подача насос-турбины.
Далее определяется номинальная частота вращения насос-турбины:
л г= лм ^Ян- макс/Ям. р (Я1М/Я|),
где Лм — номинальная частота вращения модели.
Округлив номинальную частоту вращения до ближайшего значения синхронной частоты, определяют напор модели Нм, соответствующий минимальному напору насос-турбины Ян. мни*
Рис. 25.3. Выбор зоныРис. 25.3. Выбор зонырабочих режимов насос-турбинырабочих режимов насос-турбиныЕсли эона между Ям р и н'и располагается на характеристике Hu«t (Q*) так, что соответствует зоне максимального КПД, лежит в зоне Q > QKp и удовлетворяет заданным условиям по заглублению, приступают к определению мощности н зоны работы в турбинном режиме. При этом используют универсальную характеристику турбинного режима в координатах Лр Qp При известных номинальных значениях диаметра рабочего колеса Dx н частоты вращения п зона работы по Пр соответствующая изменению напора от максимального Нт. М1кс до минимального Ht.*«Kt определяется по формуле n^wnDj^/lTt приведен- ный расход Qlp, соответствующий расчетной мощности Nt. р при расчетном напоре Нт. р, определяется по формуле
Рис. 25.3. Выбор зоны
Рис. 25.3. Выбор зоны
рабочих режимов насос-турбины
рабочих режимов насос-турбины
Максимальная мощность при минимальном напоре обычно определяется, исходя из значения приведенного расхода Qj при открытии направляющего аппарата, соответствующем получению расчетной мощности. Приведенный расход при максимальном напоре вычисляется из условия получения расчетной мощности.
Минимальный приведенный расход по условиям обеспечения спокойной работы
обычно соответствует получению 0,6 мак» симальной мощности при соответствующем напоре. Однако это значение должно быть уточнено с учетом исследования нестационарных явлений. Зона работы в турбинном режиме считается удовлетворительной, если она максимально приближена к зоне максимального КПД, максимальные приведенные расходы не превышают расходов, соответствующих линии 5 %-кого запаса мощности. Чтобы удовлетворить всем условиям работы в насосном и турбинном режимах, приходится делать несколько приближений, изменяя номинальную частоту вращения и диаметр рабочего колеса.
На рис. 25.3 приведена четырехквад- унтаая характеристика в координатах Лр Q| с нанесенными зонами работы насос- турбины. Значения координат отнесены к значениям оптимального насосного режима. Как видно из рисунка, оптимум для насосного режима соответствует nt =■—1, для турбинного— п, «= 0,9. Вследствие этого, как упоминалось ранее, насос-турбина может работать в оптимальных насосном и турбинном режимах только при различных частотах вращения. Несмотря на явное преимущество такого решения, оно не нашло широкого применения (см. § 28.1) из-за сложности и высокой стоимости электрического оборудования и двигателя-генератора. Решение этой задачи следует искать на пути создания статической системы
Рис. 25.4. Изменение гидравлического момента (о) и гидравлическом силы (б) при различных режимах работы насос-турбниы:Рис. 25.4. Изменение гидравлического момента (о) и гидравлическом силы (б) при различных режимах работы насос-турбниы:
Рис. 25.4. Изменение гидравлического момента (о) и гидравлическом силы (б) при различных режимах работы насос-турбниы:
Рис. 25.4. Изменение гидравлического момента (о) и гидравлическом силы (б) при различных режимах работы насос-турбниы:
L 3. 3 — максимальное, среднее, минимальное значения. Цифрами я кружках обозначены зоны ра-боты: /. 2 — насосный; 3, 4— турбинный
преобразования электрической частоты большой мощности н применения постоянного тока.
Как отмечалось, заглубление насос-тур- бнны определяется насосным режимом. Вертикальная прямая 1 (рис. 25.3), соответствующая наибольшему напору, и прямая 2, соответствующая наименьшему напору, определяют зону работы в насосном режиме. Ширина зоны в большой мере определяется изменением допустимого коэффициента кавитации Одоп. При больших напорах с малой приведенной частотой вращения кавитация развивается на выпуклой стороне лопасти (на стороне разрежения), при низких напорах с большой приведенной частотой вращения — на вогнутой стороне лопасти (на стороне давления).
При выборе диапазона работы по напору необходимо проанализировать все случаи возможного изменения уровней верхнего н нижнего бьефов ГАЭС и убедиться в выполнении условий о > Одол (рис. 25.3). По условиям кавитации допускают, что минимальный напор в насосном режиме ра- • вен примерно 85 % максимального напора.
Зоне работы в насосном режиме (между линиями 1 и 2) соответствует зона работы в турбинном режиме (между линиями 5 и 4) (рис. 25.3). Из•за потерь в подводящих устройствах (водоприемник, трубопровод) напор в турбинном режиме меньше, чем в насосном режиме, поэтому при равной частоте вращения положение линий 3 и 4 соответствует ббльшим значениям Пр чем в насосном режиме. При этом
чем больше потерн, тем дальше зона работы удаляется от оптимума характеристики.
На определение ширины зоны напора- могут оказывать влияние и другие факторы: устойчивость береговых откосов водоемов ГАЭС, тепловой режим, экологические условия И др.
Как уже отмечалось, работа насос-тур- бины характеризуется разнообразием режимов, особенности которых необходимо учитывать при выборе основных параметров,, диапазона работы по напору и мощности, а также при разработке конструкции. Для- насос-турбины наиболее нагруженным элементом конструкции является направляющий аппарат. На рис. 25.4 показано изменение гидравлического момента и гидравлической силы, воздействующей на лопатки- направляющего аппарата, при различных значениях Лр Наиболее опасными режимами по уровню вибраций направляющего аппарата являются разгон в турбинном режиме к противоток в насосном режиме. Опасные вибрации лопаток направляющего- аппарата могут иметь место, когда гидравлическая сила или момент равны нулю. В этом случае имеющаяся пульсация усилий в отсутствие значительных сил трения вызовет вибрацию лопаток направляющего аппарата в зазорах подшипников. Поэтому следует избегать работы в таких режимах или принимать необходимые конструктивные меры: устанавливать лопатки направляющего аппарата на упор, вводить дополнительное трение и др.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГАБАРИТНЫХРАЗМЕРОВ СПИРАЛЬНОЙ КАМЕРЫИ ВСАСЫВАЮЩЕ-ОТСАСЫВЛЮЩЕПТРУБЫ
Напорный участок насос-турбины обычно состоит из спиральной камеры, статора и направляющего аппарата. По спиральной камере осуществляется подвод воды к рабочему колесу в турбинном режиме и создается необходимая циркуляция воды для оптимальной работы рабочего колеса. В насосном режиме по спиральной камере вода отводится от насос-турбины в напорный трубопровод, при этом часть кинетической энергии потока преобразуется в потенциальную энергию давления. Между рабочим колесом н спиральной камерон находятся статор и направляющий аппарат, поэтому при проектировании спиральной камеры должны учитываться и эти элементы. Статор насос-турбины, являющийся конструктивной частью спиральной камеры, обеспечивает ее механическую прочность и воспринимает усилия, действующие на конструкцию. Лопатки направляющего аппарата также воспринимают значительные статические и динамические нагрузки. В гидравлическом отношении спиральная камера в насосном направлении потока представляет собой диффузор, обеспечивающий минимальные потерн. В турбинном направлении потока это конфузор, причем лопатки направляющего аппарата для обеспечения расчетной мощности имеют большее открытие, чем в насосном. Это приводит к тому, что в случае проектирования спиральной камеры на насосный режим потери в направляющем аппарате будут большими в турбинном режиме, а в случае проектирования на турбинный режим — в насосном режиме. Поэтому для обеспечения минимальных потерь в обоих режимах спиральную камеру необходимо проектировать с учетом этого обстоятельства.
Таким образом, спиральная камера как элемент, непосредственно направляющий поток на колонны статора и направляющий аппарат в турбинном режиме и воспринимающий поток из направляющего аппарата и статора в насосном режиме, должна обеспечивать наименьшие потери энергии. Кроме того, следует иметь п виду, что от угла спиральной камеры а<п (рис. 25.6) зависят ее размеры и, следовательно, размеры блока:
Осп " arclg (п/п/п^сп, где ит, цы — меридиональная и окружная составляющие вектора скорости.
При проектировании напорных элементов в предварительных расчетах принимается, что поток в расчетном режиме движется с сохранением момента скорости vur = const. На дальнейших стадиях проектирования могут быть введены «углы ата-
Рис. 25.5. Спиральная камера насос-турбины и разрез в сечении i
ки> или задан закон изменения момента скорости вдоль лопатки направляющего аппарата или колонны статора.
Из анализа основного уравнения гид- ромашин при отсутствии закрутки потока на стороне всасывания насос-турбины (режим, близкий к оптимально.му^следует, что угол между абсолютной скоростью и окружным направлением в зазоре между рабочим колесом и направляющим аппаратом (рис. 25.5) выражается формулой dga^tf ^о
rive К — (1,3-т- 1,4)-10*.
Этот угол обеспечит безударное натекание потока на лопасти рабочего колеса в турбинном режиме и может быть принят для расчета безударного обтекания лопаток направляющего аппарата в насосном режиме. Однако в случае проектирования на этот угол направляющего аппарата, статора и спиральной камеры появляются дополнительные потери энергии в этих элементах, особенно тихоходных насос-турбин с малым углом а. Поэтому можно рекомендовать при проектировании некоторое увеличение угла по мере перехода от кромки направляющего аппарата, обращенной к рабочему колесу, к спиральной камере. Если принять, что угол а при изменении коэффициента быстроходности th от 100 до 300 изменяется в пределах 15—25е, то угол спиральной камеры «сп рекомендуется изменять в пределах 20—30’.
Важной характеристикой, непосредственно определяющей габаритные размеры спиральной камеры в зависимости от капора и быстроходности, является скорость в
начальном сечении, сопрягаемом с напорным трубопроводом. Jb анализа геометрических характеристик проточной части обычно применяемых насос-турбин. имеющих статор и направляющи аппарат, с использованием (25.5) получена формула скорости воды о спиральной камере для л, = 100 4- 300:
vCn - К VZgH. (25.6)
где А' = 8 4- 10, меньшее значение А" соответствует п, = 100.
При проектировании статора следует иметь в виду, что если высота 6 колони является переменной, то при условии сохранения момента скорости форму скелетной линии определяют, используя формулу
etgaj—dga, -^-.
где индекс 1 обозначает начальную точку, индекс I —текущую точку.
Габаритные размеры спиральной камеры насос-турбины, определяемые диаметром (2р) начального сечения и шириной в плане В (рис. 25.5), рассчитываются, исходя из заданного расхода Q и принятого по (25.6) значения v<„:
2p=2V£- (25-7)
При заданном на основании предварительных конструктивных проработок внутреннем диаметре расположения статорных колонн Rc*. •* сечения спиральной камеры могут быть рассчитаны по одной из трех гипотез движения воды в ней: vuR = const; v« *= const; uu = Ц<р<).
В последнее время спиральные камеры, как правило, применяются круглого сечения, сопрягаемые со статором кольцом. Угол охвата принимается в пределах ф/ = « 34 5 4-350°. Методика расчета спиральных камер в такой постановке хорошо разработана, имеются программы для ЭВМ. Расчет состоит в совместном решении уравнении прп заданной функции окружной скорости с. = [ (г):
^СП. п I
Ql” oub^dG ^h”’^?^'
Деп. вя
где Re*, et — радиус периферийной части спиральной камеры; RСП. 1* " внутренний радиус спиральной камеры; b — высота спиральной камеры.
Относительные габаритные размеры спиральной камеры приближенно могут быть получены из формул (25.3), (25.6), (25.7) и из статистически полученных сле
дующих зависимостей:
2р/О, — KOL1"»',*3;
В = В]ПХ = 2,2 + О,85А'75.у-,»^3. (25.8)
где А* — 0,022 4- 0,025 для п. = 100 4- 300 (меньшее значение А соответствует л, « = 300).
Как известно, габаритные размеры спиральной камеры могут быть уменьшены без значительного ухудшения энергетических характеристик. если наружный радиус сечения, примыкающего к трубопроводу, R^n. п принять равным радиусу сечения, расположенного от него па 45° (рис. 25.5).
Всасывающий участок насос-турбины для крупных агрегатов обычно выполняется в виде изогнутого капала переменного сечения (всасывающе-отсасывающая труба) и предназначен для отвода жидкости, использования кинетической энергии потока в турбинном режиме и для подвода ее в насосном режиме.
С этой целью псасывающе-отсасываю- щая труба проектируется как изогнутый диффузор, восстанавливающий кинетическую энергию в турбинном режиме.
В насосном режиме поток во всасы- вающе-отсасывающей трубе движется ускоренно и на всасывающих кромках рабочего колеса должна быть обеспечена необходимая равномерность и симметрия потока.
Геометрические размеры всасывающе- отсасывающей трубы должны обеспечить минимальные потери энергии в обоих режимах, что повышает КПД насос-турбины. Кроме того, уменьшение потерь на всасывании в насосном режиме улучшает кавитационные характеристики насос-турбины.
Прп проектировании всасывающе-отса- бывающей трубы следует учитывать нестационарные характеристики потока, особенно в турбинном режиме, так как даже в случае нормальной эксплуатации на частичных нагрузках и при минимальных напорах возникают значительные пульсации давления (до 15—20 % напора), вызываемые вихревым жгутом, возникающим за рабочим колесом. Частота пульсации жгута составляет 0,2—0,4 частоты вращения рабочего колеса. Кроме того, при пониженных напорах имеют место значительные пульсации с более высокой частотой, связанные с кавитационными явлениями и отрывом потока на напорных кромках рабочего колеса. Так как диффузорный характер течения во всасывающс-отсасывающсй трубе в турбинном режиме приводит к большим потерям энергии и повышенному уровню нестационарное™, ее следует проектировать в соответствии с рекомендациями для гидротурбин (см. гл. 3).
Как правило, всасыпающе-отсасыпаю- щая труба состоит из трех элементов: круглого диффузора /, колена 2 и прямоуголь-
Рис. 25.6. Всасываюшс-отсасывзющая труба насос-турбиныРис. 25.6. Всасываюшс-отсасывзющая труба насос-турбиныРпс. 25.7. Сравнение характеристик одноступенчатых и двухступенчатых насос-турбин:/ — одноступенчатая насос-турбина: 2 — двухступенчатая насос-турбина с регулируемым направляющим аппаратом; 3 — двухступенчатая насос- турбина без регулированияРпс. 25.7. Сравнение характеристик одноступенчатых и двухступенчатых насос-турбин:/ — одноступенчатая насос-турбина: 2 — двухступенчатая насос-турбина с регулируемым направляющим аппаратом; 3 — двухступенчатая насос- турбина без регулированияtig »■tig »■10 —Я, у/4 ФнФкАЯН /10 —Я, у/4 ФнФкАЯН /(25.9)(25.9)
Рис. 25.6. Всасываюшс-отсасывзющая труба насос-турбины
Рис. 25.6. Всасываюшс-отсасывзющая труба насос-турбины
Рпс. 25.7. Сравнение характеристик одноступенчатых и двухступенчатых насос-турбин:
/ — одноступенчатая насос-турбина: 2 — двухступенчатая насос-турбина с регулируемым направляющим аппаратом; 3 — двухступенчатая насос- турбина без регулирования
Рпс. 25.7. Сравнение характеристик одноступенчатых и двухступенчатых насос-турбин:
/ — одноступенчатая насос-турбина: 2 — двухступенчатая насос-турбина с регулируемым направляющим аппаратом; 3 — двухступенчатая насос- турбина без регулирования
tig »■
tig »■
10 —Я, у/4 ФнФкАЯН /
10 —Я, у/4 ФнФкАЯН /
(25.9)
(25.9)
иого диффузора 3 (рис. 25.6). Она характеризуется следующими размерами: высота А; длина Lx угол конусности р = 6 ~- 9е; A/Dj 5s 2,3; L/Dj ^ 4. Ширина трубы В определяется в зависимости от диаметра входного сечения колена В, = (2,3 ~- 2,5)DK.
ОСОБЕННОСТИ ВЫБОРАПАРАМЕТРОВ НАСОС-ТУРБИНВЫСОКОНАПОРНЫХ ГАЭС
Для уменьшения размеров гидроагрегатов, площади водоемов и затрат на строительные работы напор проектируемых ГАЭС увеличивается. Перспективным является использование одноступенчатых насос-турбп- ны для напора 500—700 м и двухступенчатых для напора 700—1200 м. применение одноступенчатых насос-турбин на все более высокие напоры (700—900 м) позволяет по сравнению с двухступенчатыми снизить массу насос-турбины примерно в 1.6 раза, -всего гидроагрегата — в 1,3 раза. Однако одноступенчатые гидроагрегаты требуют большего заглубления—в 1,6— 1,7 раза [53]. Кроме того, эксплуатационные характеристики многоступенчатых насос-турбин хуже из-за отсутствия регулируемого направляющего аппарата. В настоящее время имеются конструкции двухступенчатых насос-турбин с регулируемым направляющим аппаратом. однако их характеристики в турбинном режиме уступают одноступенчатым (рис. 25.7).
При выборе коэффициента быстроходности для высоконапорных одноступенчатых насос-турбин следует иметь в виду, что КПД резко снижается при п, < 90. что связано с увеличением дисковых потерь. Кроме того, номинальная мощность двигателя-генератора в этом случае может значительно превышать максимальную мощность в генераторном режиме [53]. Поэтому применение насос-турбин с л, <90-4-100 не рекомендуется.
Во-первых, верхняя граница л,, опре- является условиями возможного заглубле-
ння в соответствии с формулой (25.2). Для большей надежности коэффициент запаса должен быть увеличен, так как в условиях, больших напоров интенсивность кавитационной эрозии резко возрастает. Можно’ рекомендовать [53] дополнительный коэффициент запаса выбирать в зависимости от напора фи = 1 4- Н*{\200, тогда коэффициент быстроходности определяется формулой
Во-вторых, верхняя граница быстроходности определяется повышенной скоростью вращения агрегата и связанными с ней проблемами: напряжения в рабочем колесе, вибрация вала, окружная скорость вала в подшипнике, конструкция уплотнений, жесткость различных узлов конструкции II др.
Верхнюю границу быстроходности насос-турбины можно определить, используя коэффициент
к—Ы- (25J0)
При заданной высоте отсасывания Я,, не зависящей от напора, значение коэффициента К практически постоянно. С увеличением напора коэффициент возрастает, что связано с возможностью увеличения заглубления. улучшением кавитационных характеристик насос-турбины, решением проблем надежности агрегата (улучшение конструкций и применяемых материалов, уменьшение динамических воздействий, спи-' жение коэффициентов запасов).
Рост коэффициента К за счет увеличения заглубления (увеличение д() ограничивается необходимостью сохранения допустимых запасов прочности. В настоящее время уровень достигнутых значений К для напора Н «= 80-т- 100 м составляет 1500— 2000, для напора Н *= 500 ~ 600 м — 2500—3500. При проектировании агрегатов на напор 800—900 м К достигает 3500— 4000. Коэффициент быстроходности соот-
Рис. 25.8. Диапазон аримснения одноступенчатых высоконапорных насос-турбнн: /—высоте рабочего коже а на вход^ 6 >160 мм: /'—высота рабочего кале с а на входе b >280 мм; 1— коэффициент быстроходности п$ >90; 3—/«4000; 4—диаметр рабочего колеса Di<5m; 4'—диаметр рабочего колеса Di<<m; 5 — граница использования воздушного охлаждения двигателя-генератора
ветствующий К = 4000 на напор порядка 900 м, предположительно рассматривается в настоящее время хак верхний предел для одноступенчатых агрегатов и ограничивается прочностью рабочих колес [52].
На рис. 25.8 показаны зоны применения одноступенчатых высоконапорпых на- сос-турбин с разное синхронной частотой вращения. Для заданной частоты вращения зоны применения определяются следующими гидравлическими и конструктивными ограничениями: высота рабочего колеса на входе не должна быть по условиям возможности изготовления менее 160—280 мм (липни I, /'); коэффициент быстроходности п, насос-турбияы не должен быть менее 90 (линия 2), коэффициент К не должен быть по условиям кавитации и надежности более 4000 (линия 3), максимально возможные размеры рабочего колеса по условиям транспортировки и изготовления в неразъемном виде ке должны быть более 4—5 м (линии 4, 4'), максимальная мощность для генераторов с воздушным охлаждением не должна быть более мощности, ограниченной линией 5.
Таким образом, для высоконапорных насос-турбнн номинальная частота вращения, мощность, заглубление являются взаимозависимыми величинами, и выбор их ограничен.
Применение мяогоступенчатых агрегатов целесообразно в том случае, когда напор и мощность выходят за пределы диапазона применения одноступенчатых агрегатов и необходимо уменьшить затраты па повышенное заглубление одноступенчатых насос-турбнн. В настоящее время на напор порядка 1000 и разработаны наиболее эф- • фективные насос-турбины с регулируемым
направляющим аппаратом [52]. Выбор пара метров многоступенчатой насос-турбины должен производиться па основании тех- нико-экоиомнчсскиго сравнения вариантов с различным числом ступеней, а выбор ступеней — в соотпегстогги с рекомендациями, нзложенкымп выше. Примеры многоступенчатых насос-турбнн на напор 1200 м и мощностью 200 и 600 МВт даны в [55].
АГРЕГАТЫ ГАЭС С ПОВОРОТНО-
ЛОПАСТНЫМИ НАСОС-ТУРБИНАМИ
Радиально осевые гидром ашины получили в настоящее время наибольшее распространение из-за своей простоты и экономичности, особенно при высоких напорах. При малых и средних напорах и их больших колебаниях эффективны поворотно-лопастные насос-турбины двойного регулирования. Для напоров до 25 м могут быть применены осевые поворотно-лопастные насос-турбины с горизонтальным исполнением агрегатов, для напоров до 70 м— осевые насос-турбины с вертикальным ис- полнеппем агрегатов [49], для напоров 50— 150 м и выше — диагональные пасос-тур- бины. Указанные пределы применения ПЛ насос-турбнн являются в известной степени условными, так как часто использование типа агрегата определяется местными природными условиями, режимом работы и др.
Для горизонтальных агрегатов наиболее характерны следующие компоновки: с выносным двигателем-генератором над всасывающе-отсасывающей трубой, шахтная (с размещением двигателя-генератора в бетонной шахте, омываемой водой), прямоточная (<Страфло>, см. гл. 29), капсульная. Для капсульного и шахтного агрегатов для повышения частоты вращения иногда целесообразно применять мультипликатор.
Вертикальные осевые и диагональные насос-турбины могут быть выполнены с коленами на всасывающей и напорной сторонах или с коленом на всасывающей стороне и спиральной камерой на напорной сто- роне^
Ориентировочно диаметр рабочего колеса осевой гидромашины может быть найден по формуле
Dj = (4 ^- 4,6) а/ГДТ^З^ -^Q/3. (25.11)
где относительный диаметр корпуса Явт изменяется от 0,6 до 0,4 в пределах изменения коэффициента быстроходности 450
nt 1200. Коэффициент быстроходности определяют по заданной высоте отсасывания //, при значении кавитационного коэффициента быстроходности С ■* 1000 и К = 1,85-104 по формуле (25.2). Частоту вращения определяют по формуле (24.1).
Диагональные насос-турбины обычно используют с углом наклона осн поворота
Таблица 25.1. К выбору основных параметров диагональных насос-турбин
о„_ при 0. град
Ки при 0. град
И. м. при Н$--25 м
30
43
30
45
100
0,15
0,175
0,905
0,95
150
0,187
0,202
0.955
1,005
210
200
0,231
0,245
1.0
1,07
140
250
0,281
0,3
1,065
1,14
ПО
300
0,34
0,36
1,125
1,212
лопастей к оси вращения турбины 0д = 30е Л 0л = 45°.
Меньший угол 0л соответствует насос- турбине с лучшими кавитационными свойствами, и ее применяют при более высоких
турбинами и многоступенчаты ми насосами, а также двухмашинной схемы с одноступенчатыми (РОНТ) и многоступенчатыми (АШТ) насос-турбинами. При средних напорах устанавливают в основном РОНТ. в редких случаях —трехмашииные гидроагрегаты с РО турбинами.
В диапазоне напоров от 700 до 1300 м имеется тенденция вытеснения трех машинных гидроагрегатов с ковшовыми турбинами новыми компактными гидроагрегатами с МНТ, которые уже установлены и? ряде ГАЭС Франции и Италии (табл. 25.3). В таблицу включены ГАЭС, построенные за рубежом в последние 15 лет и оборудованные вертикальными агрегатами различных типов, по которым имеются данные о диаметре рабочего колеса Dv
Для напоров более 1300 м возможно применение ковшовых турбин с многосту-
Таблица 25.2. Основные параметры диагональных насос-турбин в турбинном режиме
ГАЭС (страна)
Год ввода в эксплуатацию
Мощность. МВт
Напор. м
Расход, и 7с
Частота вращения, об/мин
Угонная частота вращения, об/мин
Диаметр рабочего колеса.
м
Масегава (Япония)
1979
160
110
170
180
238
4.5
CmiKaii (Япония)
1979
103
100
115
231
270
4.15
Таканэ (Япония)
1969
88
136
75
277
205
3.45
Вальдеканас (Испания)
1964
75
75
117
150
217
4,65
Липтовска-Мара (ЧССР)
1977
50
46,6
142
135
289 '
5,0
напорах. На подземных ГАЭС с диагональными насос-турбинами сохраняется прогрессивная тенденция увеличения быстроходности и считается приемлемой высота отсасывания от 20 до 50 м. При больших заглубле1гиях под уровень нижнего бьефа диагональные иасос-турбииы могут применяться при напоре до 200 м.
Основные параметры диагональной на- сос-турбины могут быть выбраныпо табл. 25.1 [49], где Кц = ллО/60 V2g//;
Выполненные конструкции диагональных насос-турбин имеют угол 6л «= 45°, их параметры приведены в табл. 25.2.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЕ
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ
АГРЕГАТОВ ГАЭС ПО ОБОБЩЕННЫМЗАВИСИМОСТЯМ, ОСНОВАННЫМНА АНАЛОГАХ
Высоконапорными считаются ГАЭС с напорами от 600 м до 1800 м, срсднекапор* ними—с напорами от 200 до 600 м. При высоких напорах возможно применение следующих схем гидроагрегатов (см.; § 21.1): раздельной (четырехмашииной) и трехма- тинной с ковшовыми и радиально-осевыми
пенчатыми насосами при трехмашштой и раздельной схемах гидроагрегатов, в перспективе возможно применение и многоступенчатых насос-турбин.
Применение этих схем при любых напорах позволяет производить выбор параметров устанавливаемых па них турбин по соответствующим универсальным характеристикам. Заглубления гидромашин под уровни нижних водоемов или водотоков определяются по условиям работы в насосном режиме н на подземных ГАЭС достигают десятков метров, например на ГАЭС Хорн- берг (ФРГ) Н, = —70 м на ГАЭС Чаира (НРБ) Н, = —62 м.
Выбор параметров РОНТ и МНТ при высоких напорах затруднен в связи с отсутствием универсальных характеристик зарубежных обратимых гидромашин с параметрами как в турбинном, так и в насос- пом режимах.
Для предварительного выбора параметров насос-турбин предложены различные методики, основанные на эмпирических зависимостях [I, 4). Более приемлемой проставляется методика, осиопаиняя ня использовании параметров гидроагрегатов зарубежных ГАЭС, т. е. аналогов, путем обработки к обобщения данных об их
Таблица 25.3. Основные параметры вертикальных гидроагрегатов высоконапорных ГАЭС в турбинном режиме
ГАЭС
Год плода в эксплуатацию
Н. м
Q. м’/с
N. МВт
D|, м
п.
об/мин
л/с
Тип •
Эдоло (Италия)
1982
1256
11,9
130
2,215
600
68
МКТ (5)
Cvnep Биссорт (Франция)
1988
1194
14,1
150
2,14
600
90
МНТ (5)
Чнота Пиастра (Италия)
1981
1047
16,3
150
2,33
600
93
МНТ (4)
Роттау (Австрия)
1978
1030
20
182 *•
2,55
500
96
ЗМК
Ла Кош (Франция)
1975
931
9,6
79,5
1,9
600
87
МНТ (4)
Лаго Делио (Италия)
1971
746
20,1
130
2,85
500
91
ЗМК
Бельмекен (НРБ)
1975
728
12,5
80,5
2,05
500
110
ЗМК
Чанра (НРБ)
1988
677
36,3
212***
3,6
600
107
РОНТ
Россхаг (Австрия)
1971
658
10,0
57,5
1,85
600
139
ЗМК
Байна Баста (СФРЮ)
1979
600
62
315
4,88
428
109
РОНТ
• МНТ(5) и МНТ(4) — соответственно пяти- и четырехступенчатые насос турбины; ЗМК — трехмашнмные гидроагрегаты с ковшовыми турбинами (параметры ряда трехмашинных гидроагрегатов в насосном режиме приведены в табл. 22.1).
•• 220 МВт при л — ИЗО ы.
••• 216 МВт при Н - 689 м.
параметрах, в частности о приведенных расходах Qp что позволяет по формуле подобия определяя Dx при заданном расходе или мощности и известном напоре для турбинного режима. Были скомплектованы восемь групп нз трех—семи ГАЭС, близких по напорам, и вычислены средние значения.
Средние значения Я и Qj по группам, приведенные в табл. 25.4, использованы
Таблица 25.4. Средние значения напора и приведенного расхода по группам ГАЭС
Параметр
Число ГАЭС
5
6
7
7
5
5
5
3
Н, м
170
228
276
317
371
446
529
645
Qp л/с
319
280
245
232
183
169
141
118
для построения нижней части кривой, показанной на рис. 25.9. Верхняя часть графика (Я >• 700 м) построена по данным отдельных ГАЭС.
Приведенная на рисунке кривая описывается уравнением гиперболы, л/с,
Q, = 56 000///+ 33.(25.12)
Для удобства интерполяции предлагаются следующие округленные значения Q( в турбинном режиме (отклонение от кривой не более чем на 5 %):
Я, м 600 700 800 900 1000 Н00 1200 1300
Qp л/с 125 115 105 9590 8580 75
При Н > 1300 м намечается тенденция к более существенному уменьшению Qj в турбинном режиме. Так, например, на ГЭС-ГЛЭС Сан-Фиораио (Италия) в 1973 г. установлены два трехмашинных вертикальных гидроагрегата с ковшовыми турбинами * мощностью по 140 МВт при Н = 1400 м, D| = 2,5 м, Q~H,35 м’/с, этому соответствует Q[«=*49 л/с, а на ГАЭС Эцталь (Австрия) в 1975 г. установлены четыре горизонтальные многоступенчатые насос-
Рис. 25.9. Зависимость приведенного расхода гидроагрегатов высоконапорных ГАЭС от напора
Рпс. 25.10. Зависимость приведенной частоты вращения гидроагрегатов высоконапорных ГАЭС от напора при D| = 2 -4- 3 м
турбины мощностью по 136 МВт при Н = — 1655 м, £>t=2,l м, Q = 9,3 мэ/с, этому соответствует Qt = 52 л/с.
Обработка данных о приведенной частоте вращения по шести группам ГАЭС (всего 36 ГАЭС) показала, что в интервале средних напоров от 200 до 550 м при £), = 2.5-4-6.5 м значения п, колеблются в очень узком интервале, примерно от 80 до 85 об/мин.
Для высоких напоров в интервале Н = = 600-4-1300 м с использованием данных о Л[ для отдельных ГАЭС (табл. 25.3) построена кривая (рис. 25.10). описываемая уравнением гиперболы, об/мин:
/27 000 , 1С,hPMX
Л| “ —^Ь 15.(25.13)
На основании этого уравнения ориентировочные значения л( в зависимости от Н
следующие:
Я, м ... 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300
Лр об/мин... 60 54 49 45 42 39 37 36
Поскольку число пар полюсов синхронных электрических машин для обеспечения больших частот вращения практически ограничивается выбором между четырьмя, пятью и шестью парами, то соответственно и частота вращения может быть лишь равной 750, 600 или 500 об/мин. Из данных табл. 25.3 видно, что при высоких напорах (более 600 м), за исключением ГАЭС Байна Баста, для интервала £>i = 1,9-4-3,6 м частота вращения п = 500 -4- 600 об/мин. При еще более высоких напорах (Я > > 1300 м) и тех же £>ь как правило, частота вращения будет определяться тем же интервалом (иногда 1000—1500 об/мин).
Получить аналитическую зависимость для коэффициента быстроходности путем обработки данных аналогов во всем диапазоне рассматриваемых напоров не представляется возможным из-за большого различия значений коэффициента при высоких напорах.
При известной мощности гидроагрегата, заданном напоре и найденным ориентировочным значениям я,, п и Q, коэффициент быстроходности может быть вычислен как для турбинного, так и для насосного режимов.
приведенные рекомендации по определению предварительных основных параметров гидроагрегатов ГАЭС при напорах от 600 до 1300 м следует считать приближением, основанным на зарубежных аналогах. По мере завершения разработки конструкций гидромашин и исследований их моделей будут появляться универсальные характеристики, которые позволят определять параметры гидроагрегатов ГАЭС с до статочной точностью.
Раздел 6
ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ МАШИНЫ ГАЭС
ВЕРТИКАЛЬНЫЕ ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕСИНХРОННЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ХАРАКТЕРИСТИКИ, ПАРАМЕТРЫИ ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ
Синхронные электрические двигатели выпускаются двух серий: ВДС2 325 мощностью 4000—8000 кВт на напряжение 6 и 10 кВ, с частотой вращения 375, 333, 300 и 250 об/мин с наружным диаметром сердечника статора 3250 мм (табл. 26.1),
ВДС 375 (табл. 26.2) и ВДС 425 мощностью 8000—25 000 кВт, напряженней 10 кВ, с частотой вращения 300, 250. 214 и 187 об/мин с наружным диаметром сердечника статора 3250, 3750 и 4250 мм (табл. 26.2).
Электродвигатели выполняются в подвесном псполпенш!, с подпятником, расположенным в ванне верхней крестовины, с
330
Тяп двигателя
Мощность, кВт
Напряжение, кВ
Частота вращения, об/мин
COS Ф
КПД. %
'п/'н
мп/м„
MS-O,tolM«
м«кС1м«
Параметры системы возбуждения
Тли возбудителя
Масса, т
Нагрузка на подпятник. кН
Ток ',. А
Напряжение “=• в
ротора
тора
общая
ВДС2325/44-16
5000
6
375
0,9
95,3
5,5
0,5
1.4
1,8
320
130
ТВ630-Р
13,5
16,7
46,7
650
ВДС2325/49-16
5000
10
375
0,9
95,2
4,5
0,35
1,3
1,9
360
125
ТВ630-Р
13,6
17,6
47,2
700
ВДС2325/69-18
8000
10
375
0,9
95,9
4,8
0,32
1,2
1,8
400
120
ТВ630-Р
17,5
22,7
58,3
1250
ВДС2325/44-18
5000
6
333
0,9
95,2
4,5
0,35
1,5
1.7
350
125
ТВ630-Р
13.0
18,5
47,8
650
ВДС2325/49-18
5000
10
333
0,9
95,0
4,8
0,5
1,4
1,9
450
130
ТВ630-Р
15,3
22,0
52,7
700
ВДС2325/44-20
4000
6
300
0,9
95,5
5,6
0,4
1,5
2,0
380
100
ТВ400-Р
13,6
18,0
48,5
660
ВДС2325/64-20
6300
10
300
0,9
95,7
5,5
0,35
1,4
1,9
525
ПО
ТВ630-Р
18,5
25,0
58,0
565/795 •
ВДС2325/59-24
5000
6
250
0,9
95,5
5,5
0,7
1.2
2,1
360
140
ТВ630-Р
15,0
20,5
51,4
650
Таблица 26.1. Основные параметры двигателей серии ВДС2-325
• Кратковременно.
Обозначения: /п — лускопой ток; Afn —„омииалъмый вращающий момент; Мп —ярпщающпа момент при пуске; М$^ ^ — прлщэющпА момент при скольжении «*■0.05; Л<маке—максимальный вращающий момент.
Таблица 26.2. Основные параметры двигателей серии ВДС375
Тип двигателя
Мощность, кВт
Частота проще-
об/мин
кпд. %
М'п
мп1ми
М1-П.<в1Мп
^макс/^н
Параметры возбуждении
Масса, т
1 !агрузка из поднят- "кН '
-?л
1 (апря- жекис
“.• В
ро-
тора
общая
ВДС375/89-24
10 000
96,3
5,5
0,4
1.3
2.2
590
135
42
28
100
800/1 450
ВДС375/105-24
12 500
250
96,7
5,5
0,4
1,4
2.0
600
160
49,5
31
117
1 750/2 300
ВДС375/125-24
16 000
96,7
5Д
0,6
1,4
2,2
590
200
54
35
125
I 750/2 300
ВДС375/89-28
8 000
96,1
4,7
0,35
1,37
2.0
510
150
40
28
102
800/1 450
ВДС375/105-28
10000
214
96,2
5,1
0,35
1,4
2.1
490
190
48
31
115
800/1 450
ВДС375/125-28
12500
96,7
5,1
0,45
1,2
2.0
560
190
53
35
124
1 200/2 300
.ВДС375/89-32
8 000
187
95,6
5,5
0,4
1.2
2,4
600
190
39
28
104
1 450/1 850
ВДС375/105-32
10000
95,8
5,5
0,4
1.4
3.0
600
250
45
31
112
1 450/1 850
• В знаменателе дана кратковременная нагрузка. Примечания: I. Обозначения те же. что к в табл. 26. I. 2. Напряжение для всех типов двигателя 10 кВ; созф=0.9: тип возбудителя ТВ630-Р.
двумя напранляющимп подшипниками и фланцем на конце вала для жесткого соединения с фланцем вала насоса (рис. 26.1).
Система вентиляции машины замкнутая с циркуляцией воздуха, создаваемой центробежными вентиляторами, прикрепленными к торцам остова ротора по радиальным каналам внутри остова. Циркулирующий воздух охлаждается четырьмя или шестью воздухоохладителями, которые крепятся к обшивке статора. Для обеспечения замкнутой системы вентиляции двигатели устанавливаются в закрытую камеру, выполненную в фундаменте ниже поля машинного зала. В верхней части камера закрывается перекрытием из рифленой листовой стали, а в нижней — нижним перекрытием (выше уровня фланца вала). К корпусу статора с обеих сторон прикреплены воздухоразделяющие шиты, направляющие поток охлаждающего воздуха внутрь дви- га теля.
Корпус статора имеет круглую форму и при внешнем диаметре сердечника 3750 мм и менее выполняется неразъемным. На верхнюю часть корпуса устанавливают грузонесущую крестовину. Обмотка статора двигателей мощностью 8000— 12 500 кВт выполнена из катушек с термореактивной изоляцией. В зоне головок между витками во избежание склейки витков устанавливают фторопластовые прокладки толщиной 1—2 мм. Обмотка возбуждения из меди профиля «топорик».
Полюсы ротора выполняют шихтованными и крепят к ободу Т-образными хвостовиками. В полюсных башмаках размешены стержни демпферной обмотки. Короткозамкнутые сегменты обмотки имеют кольцевые проточки, которые крепят к выступающим опорам щек полюсов. Концы сегментов между собой соединяют медными контактными планками с серебряным покрытием.
Вал двигателя выполнен со сквозным центральным отверстием для размещения при необходимости маслопроводов привода разворота лопастей насоса. В двигателях мощностью 10 000 кВт н более отверстие используется также для сборки колена насоса.
Верхняя грузонесущая крестовина лу- чевового типа с четырьмя или шестью опорными лапами в зависимости от.осевой нагрузки на подпятник. Центральная часть крестовины является масляной ванной, в ней расположены опорный подпятник, верхний направляющий подшипник и маслоохладители»
Для всех двигателей мощностью до 8000 кВт при частоте вращения 375— 250 об/мин применяются два подпятника на осевые нагрузки 900 и 1500 кН. а для двигателей мощностью 10 000—16 000 кВт— два подпятника на нагрузки 2000 и 3000 кН. В первом случае подпятник содержит 8, а
по втором 12 сегментов. Удельное давление на сегменты и пределах 3—3.5 МПа.
В ванну крестовины устанавливают также направляющий подшипник, состоящий из шести сегментов. На верхнем фланце крестовины имеется колпак, который закрывает контактные кольца и одновременно предназначается для крепления гидропривода разворота лопастей осевых насосов.
Нижняя крестовина двигателей состоит из центральной масляной ванны н нрипа- репных к пей четырех или шести радиальных лап, которыми опа крепится к фундаментным плитам. В ванне крестовины размещены направляющий подшипник, унифицированный с подшипником верхней крестовины, и маслоохладители. На верхней части лап крестовины имеются площадки, на которые устанавливают гидравлические домкраты для подъема ротора во время монтажа или ремонта.
ПУСКОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИИ РЕЖИМЫ РАБОТЫ
Пусковой момент двигателя составляет (0,35—0,4)Мм, момент при скольжении s = = 0,05— не менее 1,3 Л(н. При этом пусковой ток в двигателях мощностью до 12 500 кВт не превышает 5,5 /н. Все двигатели допускают прямой асинхронный пуск от полного напряжения сети. Для обеспечения синхронизации при пуске на подсип- хронной частоте вращения используется форсирование тока и напряжения. Двигатели по условиям нагрева демпферной обмотки допускают два пуска подряд из холодного состояния и последующий (третий) пуск, если двигатель не вошел в синхронизм, примерно через 1 ч. Допускается повторное включение двигателей до остановки насосного агрегата, т. е. в процессе выбега ротора, когда направление вращения остается таким же, как и при нормальной работе.
Одновременно с пуском двигателей включается подача воды в воздухоохладители н маслоохладители крестовин для нормального режима работы. В зимнее время обеспечивается подогрев масла до 15— 20 *С, подача воды осуществляется после предварительного прогрева двигателя в течение 30—40 мин.
Во время пуска контролируется последовательность операций цикла: включение возбуждения после снижения пускового тока, включение форсирования возмущения и контроль отсутствия длительных пульсаций тока статора после подачи возбуждения на обмотку ротора.
В гидроагрегатах с осевыми насосами лопасти устанавливаются таким образом, чтобы нагрузка насоса была минимальной. После пуска двигателя контролируется температурный режим машины, уровень вибраций статора, верхней крестовины, а также ванны нижней крестовины (двойная ампли-
туда вибраций должна бить не более 0,1 мм).
При отключениях от сети роторы двигателей рассчитаны па вращение в обратную сторону с угонной частотой вращения, составляющей 1,5—1,8 номинальной частоты вращения.
Подпятники двигателей, соединенных с центробежными насосами, рассчитаны на кратковременную перегрузку при песке на 30—60 %.
2G.3. СИНХРОННЫЕ ДВИГАТЕЛИбольшой мощностидля ПРИВОДА НАСОСОВ
Ниже описывается вертикальный синхронный двигатель типа ДСВ, предназначенный для привода насосов большой мощности.
Основные данные двигателя:
Номинальная мощность, кВ-А/кВт 36 400/32 000
Номинальное напряжение, кВ .13,8
Частота вращения, об/мин: номинальная 214,3
угонная 230
Номинальный ток возбуждения, А 750
Номинальное напряжение возбуждения, В 200
Индуктивное сопротивление, %: синхронное 96
переходное 34,4
сверхпереходное. . . .21
Постоянная времени, с: переходная по продольной осн при замкнутой накоротко обмотке статора.1,9
переходная по продольной оси при разомкнутой обмотке статора ..6,4
Маховой момент ротора, т«м’ 1500 КПД, % 98,1
Нагрузкана подпятник, МН .2,8
Общая масса, т 265
Двигатель подвесной • с двумя направляющими подшипниками (рис. 26.2). Такая компоновка обеспечивает наибольшую жесткость вала гидроагрегата и высокую критическую частоту вращения. Статор двигателя опирается на фундамент через фундаментные плиты. На верхний фланец статора установлена груэонесущая верхняя крестовина, в центральной части которой размещены подпятник и верхний направляющий подшипник. Ротор сочленен с валом с помощью натяга втулки остова ротора. На вал также насажены втулки подпятника и нижнего направляющего подшипника, контактные кольца. К фланцу вала двигателя присоединен фланец вала рабочего колеса насоса.
Нижняя крестовина размещается под ротором и опирается на фундамент. В ее центральной части размещен нижний направляющий подшипник, а па лапах установлены гидравлические домкраты для подъема ротора.
Статор двигателя состоит из корпуса, сердечника и обмотки. По условиям транспортировки корпус статора выполнен из двух частей. Наружная поверхность статора имеет форму правильного двенадцатигранника. Обе части корпуса соединены между собой посредством стыковых плит и стяжных шпилек. Стыки уплотнены фор- мнрующи.мпся прокладками. С наружной стороны на корпусе установлены воздухоохладители.
Сердечник статора собран из штампованных и покрытых электроизоляционным лаком сегментов толщиной 0,5 мм. По высоте сердечник статора разделен на пакеты, между которыми с помощью дистанционных распорок образуются вентиляционные каналы. Обмотка статора двухслойная волновая стержневая с одной параллельной ветвью. Корпусная изоляция обмотки статора термореактнвная, изготовлена на основе стеклослюдинитовых лепт и эпоксидных связующих.
Ротор состоит из сварного остопл, шихтованного обода, полюсов и вала. Остов ротора представляет собой цельносвя- заниую барабанную конструкцию, состоящую из кованой втулки, дисков, полок и ребер. Обод собран из сегментов, штампованных из листовой конструкционной стали толщиной 4 мм и стянутых шпильками. По высоте обод разделен на пакеты. На основе обод распирается встречными клиньями, расклиновка производится в нагретом состоянии. Полюс состоит из сердечника и обмотки возбуждения. Сердечник собран из тонколистовой стали и стянут с помощью массивных щек и стяжных шпилек. Обмотка возбуждения выполнена из шинной меди специального профиля. На полюсах размещена продольно-поперечная демпферная обмотка. Короткозамыкающис перемычки демпферной обмотки крепят к демпферным сегментам с помощью призом- ных бронзовых шпилек. Полюсы крепят в теле обода с помощью Т-образных хвостов, которые расклинивают в пазах обода с двух пар встречных клиньев.
Подпятник выполнен однорядным, имеет 12 самоустанавливающихся сегментов, передающих нагрузку через упругие опоры на сферические торцы опорных винтов. Поверхность трения облицована баббитом, нанесенным на медный подслой. При пуске и остановке двигателя предусмотрена подача масла высокого давления в сегменты.
Направляющий подшипник имеет шесть самоустанавливающихся сегментов, опирающихся на винтовые регулируемые опоры. Радиальные усилия от
Рис. 26.2. Общий вид вертикального синхронного двигателя типа ДСВ мощностью- 32 МВт и частотой вращения 214,3 об/мин
подшипника передаются на фундамент через распорные домкраты.
Направляющие подшипники и подпятники установлены в масляных ваннах с постоянным объемом масла без внешней циркуляции. Контроль уровня масла осуществляется с помощью реле уровня.
Вентиляция двигателя осуществляется по замкнутому циклу. Циркуляция воздуха создается вентиляционными лопатками, укрепленными на ободе ротора сверху н снизу, а также вентилирующим действием ротора. Воздух охлаждает катушки обмотки возбуждения, обмотку и сердечник статора и подастся в воздухоохладители.
Двигатель включается в сеть методом прямого асинхронного пуска от полного напряжения сети. При пуске рабочее колесо насоса подтоплено. Допускается до трех пусков в сутки и до 1000 пусков в год.
Кратность пускового тока составляет при реактивности внешней сети, равной нулю. /п = 4,9 /и, Afn = 0,45 Лк, время пуска при этом примерно равно 13,6 с. При синхронизации двигателя производится двукратное форсирование тока возбуждения.
Двигатель рассчитан на работу в режиме синхронного компенсатора при перевозбуждении при номинальном напряжении и мощности 21 000 кВ-А.
В соответствии со спецификацией число допускаемых переходных режимов (пуски, остановки, переводы в режим работы синхронным компенсатором н обратно, сбросы нагрузки) в течение года не более 1800.
В качестве системы возбуждения двигателя используется комплектное тиристорное устройство типа КТУ-230/1000 с трансформатором типа ТСЗП-1000/15.
Расход технической воды в воздухоохладителях составляет 180 м’/ч, в маслоохладителях подпятника — 60,1 м’/ч, в маслоохладителях нижнего подшипника —
20,2 м’/ч. Падение напора охлаждающей воды в воздухоохладителях и маслоохладителях равен примерно 0.3—0,35 МПа. Максимальная температура охлаждающей воды принимается равной 30 еС.
Объем масла в масляных паннах подпятника и верхнего подшипника составляет около 3,5 м’, в масляных ваннах нижнего подшипника—около I мл.
Предусмотрено пожаротушение двигателя водой, распыляемой с помощью насадок, располагаемых в кольцевых трубах, которые размещаются в районе лобовых частей обмотки статора. Давление воды в магистрали пожаротушения 0.3 МПа, расход воды около 72 м’/ч.
Двигатель оснащен системой теплового контроля, который осуществляется с помощью термопреобразоватслен. Для измерения температуры каждой фазы обмотки и активной стлан статора в пазах между стержнями и на дне паза установлены 24 преобразователя. Контроль температуры сегментов подпятника и подшипников производится двумя термопарами и термопреобразователями сопротивления, установленными в каждом сегменте. Для контроля температуры масла в масляной ванне используются три термопреобразователя сопротивления.
Тепловой контроль охлаждающего поз- духа на входе в охладители осуществляется двумя манометрическими термометрами и двумя термопреобразователямп сопротивления, на выходе — шестью термолреоб- разопатслями сопротивления.
Основные размеры двигателя, мм, следующие:
Диаметр расточки статора 4960
Наружный диаметр статора . . . . 5650
Диаметр с учетом охладителей . . . 7950
Диаметр шахты 9200
Высота активной стали статора . . .1400*
Глава 27
ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ДВИГАТЕЛИ-ГЕНЕРАТОРЫ
НОМИНАЛЬНЫЕ ДАННЫЕИ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Номинальная мощность изготовленных двигателей-генераторов в настоящее время находится в пределах 200— 500 МВ-А при номинальной частоте вращения 150—500 об/мин (табл. 27.1). В разных странах ведутся разработки более мощных двигателей-генераторов с большей частотой вращения (см. ниже).
Угонная частота вращения двигателей-генераторов, как правило, находится в пределах 1,45—1,7 номинальной частоты вращения.
Уровень технологической сложности изготовления двигателей-
генераторов принято характеризовать мощностью на один полюс PJ2p и произведением мощности на частоту вращения Р,п. Для выполненных двигателей-генераторов значение Р»!2р достигло 20 МВ-А (двигатель-генератор ГАЭС Рэккун-Маунтнн, США) однако среднее значение Pt/2p составляет 13—16 MB-А. Максимальное значение Р,п достигнуто в двигателях-генераторах ГАЭС Рэккун-Маунтнн и Тамахара (Япония) и составляет порядка 14 X X 104 МВ-А (об/мин). Среднее значение Р.п составляет около 10-104 МВА (об/мин).
Коэффициент мощности соя ср в генераторном режиме для большинства мощных двигателей-генераторов составляет 0,8—0,9. В двигательном режиме
1 Ьраметр
ГАЭС
(СССР)
ШинтоЛ* (Янинин)
(Японии)
Бле Клуити (США)
Хэлмз (США)
Рэккун— Маунтин (США)
Мощность, МВ*А
236
250
335
389
390
425
Коэффициент мощности
Частота вращения, об/мин:
0,85
0,95
0,9
0,9
0.9
0,9
поминальная
■ 150
257
429
257,14
360
300
хгонная
240
—
622
540
ьои
1 кшряжеиис, кВ
15,75
16,5
13,2
20,5
18
23
КПД. %
98,4
—
—
—
98,87
—
Инерционная постоянная, с
8.3
10,4
10,0
—
9,5
—
Переходная реактивность,
43
30,7
36,0
—
27,0
—
%
Общая масса, т
1100
—
—
1005
1023
—
Система пуска гидроагре-
Асинх-
Вспомо-
Пуско-
Пуско-
Вспомо-
Пуско-
гата в режиме двигателя
ронный
гатель-
вое
вое
гатель-
вое
пуск
нын двигатель
устройство
устройство
ный двига- тель
устройство
Таблица 27.1. Основные параметры двигателей-генераторов (в режиме генератора)
cos <р выбирается из условия потребления реактивной мощности при повышенном значении напряжения в точке присоединения к сети. Для большинства выполненных машин cos <р = 0,95 ± 1.
Большое внимание уделяется и а - пряжению статора двигателей-генераторов, так как оно существенно влияет на стоимость машины. Во многих машинах напряженно статора было выбрано на уровне 15,75—16,5 кВ, в ряде случаев 18— 20 кВ. Повышенное напряжение .характерно для двигателей-генераторов, установленных на подземных ГАЭС, в связи со стремлением снизить размеры шинопроводов от генератора до повышающего трансформатора, протяженность которых относительно велика. Так, на подземной ГАЭС Рэккун— Маунтин напряжение статора составляет 23 кВ, при этом ток статора равен 11,95 кА в генераторном режиме.
Напряжение в генераторном и двигательном режимах в настоящее время принимается однаковым с допуском +5 -г- —10 %. Пределы изменения напряжения в двигателях-генераторах, как правило, допускаются большими, чем генераторах обычного типа, и составляют ±(10—15 %). Для электрических машин фирм Японии пределы изменения напряжения обычно устанавливаются ±5 % номинального и только в особых случаях — ±10%.
Момент инерции двигателей-генераторов, как правило, задастся значительно меньшим, чем у гидрогенераторов обычного исполнения. Это связано с меньшей угонной частотой вращения насос-тур- бнн, а также стремлением уменьшить диаметр ротора для снижения пусковой мощ-
336
пости и времени пуска в насосном режиме. Особо важное значение имеет уменьшение значения махового момента тО, при асинхронном пуске гидроагрегата в насосном режиме.
Для двигателей-генераторов является характерным снижение индуктивного сопротивления по продольной оси Хе. Исходя из требований статической перегружаемостп принимается х< < < 120 %.
Требования к значению переходного реактивного сопротивления xd определяются стремлением повысить динамическую устойчивость гидроагрегата и ограничить пусковые токи в случае применения прямого асинхронного пуска в режиме двигателя. Как правило, значение xd не должно превосходить 50—60 %.
Для двигателей-генераторов с частотой вращения до 300 об/мин отношение короткого замыкания (ОКЗ) находится в пределах 1,1—1, для мощных высокоскоростных машин ОКЗ выбирается меньше единицы — 0,8—I.
27.2. КОМПОНОВКА И ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ
Вертикальные двигатели-генераторы выполняются в зонтичном и подвесном исполнении (рис. 27.1). Из-за пониженной угонной частоты вращения радиально-осевых пасосов-турбни пределы использования зонтичного исполнения значительно расширены. Такие компоновки применяются при частотах вращения до 400 об/мин (например, в двигателе-генераторе ГАЭС Охира
Рис. 27.1. Типы компоновки вертикальных двигателей-генераторов:
а — зонтичная без направляющего подшипника на нижней крестовине: б — зонтичная с возбудите леи;» — зонтичная без возбудителя; г — подвесная НТ — насос-турбина: / — направляющий под шипинес: 5 — подпятник; 3—фланцевое соединение (ДГ — двигатель-генератор: ПД — пусковой дек .гатель; 5—возбудитель)
(Япония) мощностью 265 MB-А]. Потребность в верхнем направляющем подшипнике определяется наличием свободного конца вала, па котором монтируют (в случае использования) пусковой двигатель и злектромашинный возбудитель.
При применении для пуска статического пускового устройства появляется возможность исключения при зонтичной компоновке верхнего направляющего подшипника (например, в двигателе-генераторе ГАЭС Фейрфнлд (США) мощностью 71 МВ-А при 150 об/мин].
В зарубежной практике получили также распространение компоновки генераторов с размещением подпятника на крышке турбины, например в двигателе-генераторе ГАЭС Вианден II (Люксембург) мощностью 230 МВ-А при 152 об/мин.
Двигатели-генераторы, соединяемые с диагональными насосами-турбинами, вследствие повышенных вибраций рабочего колеса обычно выполняются подвесного типа, например в двигателе-генераторе ГАЭС Окуюшино (Япония) мощностью 220 МВ-А при 514 об/мин.
В мощных двигателях-генераторах для повышения жесткости и во избежание деформации в стыках шихтовка сердечника статора, как правило, производится на месте установки.
Для сердечника статора применяется электротехническая сталь толщиной 0,5 мм (за рубежом, как правило, толщиной 0,35 мм). Крайние пакеты сердечника статора выполняются монолитными ступенчатыми. В зубцах крайних пакетов выполняются шлицы. В двигателе-генераторе для ГАЭС Веер (ФРГ) мощностью 290 МВ-А при 600 об/мип по ширине зубца выполнены два шлица высотой до 1/2 высоты пазов. Во избежание шумов и вибраций при пуске на сборке сердечника
22 Зак. 905
используется повышенное усилие опрессовки сердечника.
Обмотка статора двигателя-генератора в большинстве случаев выполняется двухслойной волнового типа. Число параллельных ветвей обмотки определяется значением тока в пазу. Стержни обмотки статора набираются из транспонированных медных проводников. На двигателях-генераторах ГАЭС Вианден I мощностью 115 MB-А при 428 об/мин для уменьшения потерь от вытеснения тока высота проводников верхних стержней у клина уменьшена по сравнению с высотой проводников в нижних стержнях. Изоляция обмотки статора выполняется на термореактивных связующих класса F при нагревах, соответствующих классу изоляции В. Стержни обмотки имеют жесткие допуски по ширине паза. Некоторые зарубежные фирмы для уплотнения стержней в пазу применяют коробочки из полупроводящей бумаги с предварительной промазкой (например, полупроводящнм вазелином). Под клин некоторые фирмы (например, «Сименс») устанавливают гофрированные стек- лотекстолнтовые прокладки. Применяется усиленное крепление обмотки в лобовых частях.
Роторы двигателей-генераторов изготовляются шихтованными или дисковыми. Шихтованные роторы применяются для машин, имеющих наружный диаметр ротора, как правило, более 4,5 м и линейную скорость около 160 м/с. Верхний предел линейной скорости для дисковых роторов составляет 180—185 м/с.
Полюсы роторов для большинства двигателей-генераторов выполняются шихтованными с продольно-поперечной демпферной обмоткой. Для двигателей-генераторов с асинхронным пуском материал, размеры и расположение стержней выбнрают-
. . 337
Рис. 27.2. Двигатель-генератор Загорской ГАЭС мощностью 220 МВт при 150 об/мин-Z-СТ.ГОр: Г- ротор; Д-ПОЛНЯТИЯК; V - И.прпмяютнй подшняинк; 5 _ тормоз 22*Рис. 27.2. Двигатель-генератор Загорской ГАЭС мощностью 220 МВт при 150 об/мин-Z-СТ.ГОр: Г- ротор; Д-ПОЛНЯТИЯК; V - И.прпмяютнй подшняинк; 5 _ тормоз 22*в 14500в 14500
Рис. 27.2. Двигатель-генератор Загорской ГАЭС мощностью 220 МВт при 150 об/мин-
Z-СТ.ГОр: Г- ротор; Д-ПОЛНЯТИЯК; V - И.прпмяютнй подшняинк; 5 _ тормоз 22*
Рис. 27.2. Двигатель-генератор Загорской ГАЭС мощностью 220 МВт при 150 об/мин-
Z-СТ.ГОр: Г- ротор; Д-ПОЛНЯТИЯК; V - И.прпмяютнй подшняинк; 5 _ тормоз 22*
в 14500
в 14500
ся из условия обеспечения необходимого пускового момента и ограничения пускового тока. Для получения большого пускового момента в качестве материала демпферных стержней применяются сплавы с повышенным удельным сопротивлением, например в двигателе-генераторе ГАЭС Нке- хара (Япония) мощностью НО МВ-Л при 150 об/мин удельное сопротивление материала стержней около 20-10* Ом/м. Для обеспечения равномерного нагрева демпферной обмотки во время пуска стержни укладываются в полюсном башмаке на разную глубину, часть стержней помешается в закрытые пазы. Некоторые фирмы практакуют установку стержней различных сечений, например в двигателе-генераторе ГАЭС Широяма (Япония) мощностью 70 MB-А при 300 об/мин. Способы соединения стержней с короткозамыкаюодимп сегментами и межполюсных соединений выбираются с учетом теплового расширения.
Сердечники полюсов набираются из листовой стали, к ободу ротора крепятся с помощью двойных Т-образных креплений или типа «ласточкин хвост». Нажимные щеки полюсов, как правило, выполняются из яемагннтиой стали. В некоторых двигателях-генераторах для уменьшения тангенциальной составляющей центробежной силы, действующей на обмотку возбужде- нпя, боковая поверхность сердечника полюса выполняется наклонной [например, в двигателе-генераторе ГАЭС Нумапара (Япония) мощностью 250 МВ-А при 375 об/мнн].
В машинах с прямым пуском от сети применяются массивные полюсы, которые обеспечивают большую суммарную теплоемкость при пуске. Массивные полюсы замыкаются с помощью медных колец, в результате чего образуется полная демпферная обмотка. Такая конструкция, в частности, принята на двигателе-генераторе мощностью 135 МВ-А ГАЭС Далешице (ЧССР). Для уменьшения потерь на поверхности массивных полюсов выполняются канавки (рифление). На двигателе-генераторе ГАЭС Вианден II для снижения температурных деформаций на массивном полюсе в нескольких местах по длине полюса выполнены прорезп.
Увеличение мощности двигателей-генераторов связано с решением вопросов жесткости и вибрации системы вала. Двигате- • ли-генераторы малой и средней мощности выполняются с единым валом. Валы мощных машин изготовляются, как правило, составными из трех частей. Для повышения жесткости в опорном узле верхней частя вала некоторые фирмы устанавливают специальные противовибрацноиные металлические пружины. Фирма «Хитачи» (Япония) жесткость нижней части вала увеличивает с помощью кольцевой опоры тре- угольеого сечения.
338
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Волышшстпо длигатслейгсисрлторос изготовляются с воздушным охлаждением, например машины ГАЭС Динорвик (Великобритания) мощностью 330 МВ-А при 500 об/мин, ГАЭС Бер Свемп (США) мощностью 333 МВ-Л при 257 об/мин, ГАЭС Ладингтон (США) мощностью 388 МВ-А при 112,5 об/мин.
Для двигателей-генераторов мощностью до 250 МВ-А при частоте вращения 150— 200 об/мин может быть применена система самовептиляцип с центробежными вентиляторами и радиальными лопатками. При частоте вращения 250—300 об/мин более целесообразным является применение реверсивных осевых вентиляторов. При больших значениях мощности и частоты вращения зарубежные фирмы применяют принудительную систему вентиляции от отдельно установленных вентиляторов с регулируемым расходом воздухам. На двн- гателе-генераторе ГАЭС Охира (Япония) мощностью 265 MB-А при 400 об/мин установлено по шесть вентиляторов сверху ii снизу статора, на двигателе-генераторе ГАЭС Окутатараги (Япония) мощностью- 320 MB-А при 300 об/мнн — по восемь псп- тпляторов. Пуск машины производится только после сигнала готовности вентиляции.
В двигателе-генераторе ГАЭС Чиота Пиастра (Италия) мощностью 170 МВ-А при 600 об/мин холодный воздух подается в аксиальные отверстия в ободе ротора и оттуда в зазор и радиальные каналы в сердечнике статора.
Фирма «Сименс» (ФРГ) для высокоскоростных двигателей-генераторов повышенной мощности применяет непосредственное водяное охлаждение обмоток статора и ротора [ГАЭС Рэккун — Маунтин, Ро- дунд II (Австрия), мощность 340 МВ А.. 375 об/мнн].
ПОДПЯТНИКИ
Подпятники реверсивных двигателей- генераторов выполняются на пружинных опорах с нулевым эксцентриситетом. Для создания необходимой толщины масляной пленки применяется подача масла высокого давления при пуске.
В двигателях-генераторах современных типов осевые нагрузки на подпятник достигают 20—22 мН, например в двигателе-генераторе ГАЭС Ладингтон.
В конструкциях подпятников двигателей-генераторов необходимо обеспечивать эффективный отвод теплоты, минимальные деформации сегментов и малое пеиообра- зоваиие в подпятниках. Например, фирма «Хитачи» более равномерное распределение температуры и уменьшение тепловой деформации сегментов достигает за счет применения теплоизоляции, состоящей из:
стального кожуха п маслостойкой резины, покрывающих нижнюю и боковую поверхности сегментов. Уменьшение пепообразо- вапия в подпятниках достигается за счет скошенной формы сегментов и применения торцевого кожуха, препятствующего проникновению пузырей из масляной ванны подпятника в межсегментные "каналы. Для повышения надежности в системе маслопо- дачи устанавливаются три маслоиасоса. два из которых предназначены для нормальной работы, один является резервным. Пуск резервного насоса производится автоматически при неисправной работе одного из рабочих насосов. Для улучшения охлаждения сегментов подпятника фирма «Хитачи* устанавливает теплообменники за насосами и обеспечивает подачу холодного масла непосредственно к сегментам.
В СССР п настоящее время применяют подпятники с металлопластмассовыми сегментами с нулевым эксцентриситетом без системы подачи смазки под высоким дав-
лопнем н зону трепня при пусках и остановках гидроагрегата.
ДВИГАТЕЛЬ-ГЕНЕРАТОРЗАГОРСКОП ГАЭС
Унифицированный двигатель-гепера- тор (рис. 27.2) выполнен в зонтичном исполнении с одним направляющим подшипником в зоне верхней крестовины, с опорой подпятника на крышке насос-турбкны. Двигатель-генератор обеспечивает прямой асинхронный пуск. В машине применены массивные полюсы, которые по торцам соединены мощными медными перемычками, приваренными к массиву полюсов. Уменьшение термомеханических напряжений в массивном полюсе достигается с помощью прорезей по длине полюса. Для полюсов применена сталь 20Х2М с повышенной тер- моусталостиой прочностью. Для ограничения потерь поверхность полюсных башмаков выполнена рифленой.
339
В двигателе-генераторе обеспечиваются следующие расчетные характеристики асинхронного пуска:
Пусковой ток 2,3/и
Пусковой момент .. О,ЗбЛ4ц
Длительность пуска, с ..... .30
Повышение температуры на поверхности полюсных башмаков за время пуска, К 200
Для обмотки статора применена термореактивная изоляция типа монолита. На выходе стержней из паза и в головках лобовых частей применены расклиниваю- шие элементы с подпружиниванием. Крепление лобовых частей обмотки к бандажным кольцам осуществлено с применением формообразующих прокладок. В пазовой части обмотка крепится клиньями с упругим подклиновыми прокладками. Между стержнями и на дне паза предусмотрены прокладки из формообразующего материала.
Для повышения пускового тока обмотка статора имеет увеличенное число витков и специально заглубленный паз. Для увеличения пазового рассеяния под клиньями в пазу установлены магнитные вставки, представляющие собой склеенные пакеты пластин электротехнической стали.
В двигателе-генераторе применена бесстыковая конструкция сердечника статора с шихтовкой статора в кольцо на месте установки.
Для двигателя-генератора Загорской ГАЭС принят однорядный сегментный подпятник на гидравлических опорах с автоматическим выравниванием нагрузки между сегментами, с нулевым эксцентриситетом. Поверхность трения сегментов покрыта фторопластом.
Система охлаждения воздушная замкнутая с самовентиляцией. Для обеспечения одинакового расхода воздуха в генераторном и двигательном режимах при вращении ротора в разных направлениях все элементы имеют симметричные радиальные каналы.
Система возбуждения двигателя-генератора тиристорная по схеме самовозбуждения.
Основные параметры двигателя-генератора:
Мощность, МВ-А/МВт:
в генераторном режиме . . . 236/200
в двигательном режиме . . . 236/220
Частота вращения номинальная, об/мин150
Коэффициент угона ......1,6
Напряжение. кВ 15,75
Маховой момент ротора, т-м1 32 000 Номинальный ток возбуждения,
А 1680
Напряжение возбуждения, В . .240
Индуктивное сопротивление
по продольной оси, % . , . .137
Статическая перегружасмость 2
Диаметр расточки статора, мм 9 350
Активная длина, мм .......2 450
Диаметр корпуса, мм. . . . . . 12 000
Общая высота, мм ...... .7 870
Высота под уровнем перекрытия, мм 1740
Осевая нагрузка на подпятник, МН 14,3
ТЕНДЕНЦИЯ СОЗДАНИЯ
ДВИГАТЕЛЕЙ-ГЕНЕРАТОРОВ
Создание гидроаккумулирующих электростанций в перспективе связано с использованием подземных водохранилищ. Для такого рола электростанций в первую очередь необходимы высокоскоростные гидроагрегаты, так как объем подземных работ обратно пропорционален напору Н при заданной мощности ГАЭС, а напор Н связан с мощностью Р и частотой вращения п гидроагрегата зависимостью
P,r = i/7№,(27.1)
где к — коэффициент пропорциональности.
Мощность двигателя-генератора через геометрические размеры выражается так:
P^CnD1^(27.2)
где С — коэффициент использования активного объема; Dt — диаметр расточки статора: U — активная длина.
Коэффициент использования активного объема С определяется магнитными и электрическими нагрузками к увеличивается с увеличением магнитной индукции в зазоре Вб* однако из-за насыщения индукция в зубцах статора обычно не должна превышать 2 Тл. Линейная нагрузка статора А, в большой мере определяется плотностью тока в обмотке статора, значение которого зависит от эффективности охлаждения. Линейная нагрузка А< в двигателях-генераторах не должна существенно превышать 1000 А/см из-за ухудшения параметров машин. С учетом возможных значений Л8 и Вб коэффициент использования С, кВ-А/^-об-мии-1), принимают следующим:
Для машин с воздушным охлаждением
С водяным охлаждением 15
Увеличение мощности Р за счет увеличения диаметра Di связано с ограничением механической прочности ротора. При соответствующем выборе материала элементов ротора, конструкции обода и полюсов ротора предельно допустимая линейная окружность ротора при угоне может быть увеличена до 200 м/с по сравнению с предельно допустимой в настоящее время (180—185 м/с).
«tOO SOO 600 700 800 300 1000 л, об/мин
Рис. 27.3. Зависимость предельной мощности двигателя-генератора от частоты вращения при жестком (о) и гибком (б) роторе:
/ —С—15 kB-A/(m3-g6-muh~*): S —С=10 кВ-Л/(м3*об-мин— *)
Выбор активной длины It при воздушном охлаждении ограничивается параметрами системы вентиляции машины, поэтому обычно принимается It ^ 350 см. При водяном охлаждении значение h определяется вибрационными характеристиками ротора. При увеличении Л увеличивается масса ротора и снижается его жесткость, что приводит к уменьшению критической частоты вращения ротора лкр. По данным ведущих зарубежных фирм при коэффициенте угона Ку « 1,6
«крСЬЗп. (27.3)
На значение пкр влияет также податливость конструкция ротора в целом. Требуемое значение податливости ротора,
Н/м, при соблюдении условия (27.3) определяется выражением
Sp « (20 + 25) х)Чь (27.4) где и —окружная скорость ротора, м/мин; It — в м.
На рис. 27.3,о приведена зависимость предельной мощности двигателя-генератора от частоты вращения при различном коэффициенте использования активного объема С для случая жесткого ротора при Икр — 1,9л и на рис. 27.3,6 — для гибкого ротора при лкр = 0,9л. Однако следует отметить, что для двигателей-генераторов, к которым предъявляется требование обеспечения 20 тысяч пусков за срок службы, использование гибкого ротора приведет к значительному усложнению конструкции.
Раздел 7ПАРАМЕТРЫ И РЕЖИМЫ РАБОТЫГИДРОАГРЕГАТОВ ГАЭС И ПЭС
Глава 28
ПАРАМЕТРЫ И РЕЖИМЫ РАБОТЫ ГИДРОАГРЕГАТОВ ГАЭС
МОЩНОСТЬ ГИДРОАГРЕГАТОВ
В ТУРБИННОМ И НАСОСНОМРЕЖИМАХ
Режим работы ГАЭС, обусловленный необходимостью покрытия длительных я кратковременных пиков и заполнения провалов графика нагрузки, имеет резкопеременный характер с большим числом пусков и остановок гидроагрегатов. Так, например, ГАЭС Динорвик в Англии мощностью 1800 МВт предназначена главным образом для регулирования работы энергосистемы. Гидромашины этой ГАЭС рас
считаны на 40 лет работы, в течение которых предполагается их нагрузка и разгрузка 600 тыс. раз, т. е. 15 тыс. раз в год, или более 40 раз в сутки.
Соотношение между мощностью ГАЭС в турбинном и насосном режимах определяется по условиям ее работы в энергосистеме, т. е. в зависимости от соотношения потребляемой энергии в течение суток в насосном режиме 5*гаэс и вырабатываемой энергии в турбинном режиме Эт ГЛЭС:
5м ГАЭС ** ^и ГАЭС^
5т ГАЭС * ^т ГАЭС^е*
где МнгАчс 11 "т гдэс *” мощность ГАЭС в насосном и турбинном режимах: /н н /т— суточное число часов использования установленной мощности.
На основании тсхннко-экономнческих расистов, выполняемых последовательными приближениями, зная мощность ГАЭС, определяют тип гидроагрегатов и их число z. а значит, и единичную мощность гидроагрегата N* и Л'т. Если на ГАЭС используются одинаковые гидроагрегаты, то N„ ГАЭС = zNk и ", ГАЭС = 2"т- Тогда при одноразовой работе насосов в течение 1 сут (ночью в течение /и часов) отношение энергии
5н ГАЭС 'н f ^к ^« 1 А
5т ГАЭС \ Х^т ^т ^жкк /
где Q и Н — расход к напор ГАЭС; 1]«кх— КПД аккумулирования.
Выражение, стоящее в скобках, характеризует отношение единичных мощностей NJN,.
Таким образом, принимая заданными значения напоров Нж и Нт и времени /* и /т, можно найти в первом приближении расход в насосном и турбинном режимах ^к и Qt. Приемлемость полученного соотношения расходов Q*/QT следует проверить по существующим рекомендациям (для обеспечения возможности получения высоких 1]* и т]т)- При несоответствии им полученных соотношений следует изменить в нужную сторону начальные параметры и повторить расчет.
Предполагая, что объем воды, израсходованный при включении ГАЭС для поддержания частоты тока в часы резкого подъема нагрузки энергосистемы, будет восполняться при работе ГАЭС в насосном режиме в часы обеденного снижения нагрузки энергосистемы, получаем QXU = =QtIt В этом случае отношение энергий
Эя ГАЭс/Эт ГАЭС “ HJ^.»')
я при HH!H-t« 1,1 ит)жккА5 0,7 будет равио эя гаэс/^т ГАЭС
Так как отношение расходов Q*IQt для различных ГАЭС может быть больше или меньше единицы, то и отношение единичных мощностей гидроагрегатов N*fNT и мощностей ГАЭС также меняется в широких пределах. Например, для полупиковых ГАоС при числе часов работы в сутки в турбинном режиме /т « 10 ч потребуется Д', « 2,6 лт.
Насосную мощность полупиковых ГАЭС можно намного уменьшить, если перейти к недельному регулированию и ГАЭС будет работать в насосном режиме ббль- шую часть суток в субботу и воскресенье. Приведенные выше данные характеризуют зависимость мощности ГАЭС в турбинном и насосном режимах от условий ее использования в энергосистеме.
Рис. 28. L Соотношения единичных мощностей гидроагрегатов в турбинном Nt и насосном N* режимах (трехмашинные: О — горизонтальные: □ — вертикальные; двухмашинные: О — ГАЭС стран Европы; △ — ГАЭС Японии; X — ГАЭС США)
На рис. 28.1 приведено соотношение единичных мощностей гидроагрегатов зарубежных ГАЭС в турбинном Nt и насосном Ык режимах. Наибольшее значение отношения NtIN« = 1,44 имеет ГАЭС Тамет Ш (Австрия) Я = 164 м с радиально-осевой турбиной и центробежным насосом. Отношение Ят/Яя = 1.41 имеет ГАЭС Лаго Делио (Италия), на которой при Н = 732 м установлены ковшовые турбины и центробежные насосы. На обеих ГАЭС установлены трехмашннные вертикальные гидроагрегаты. Минимальное отношение мощности NJNK для трехмашинных гидроагрегатов близко к единице. Наименьшее значение Nt!N* « 0,8 относится к двухмашинным гидроагрегатам, хотя на некоторых ГАЭС указанное отношение превышает 1.3.
Установленная мощность ГАЭС и оптимальное число гидроагрегатов определяются в энергоэкономической части проекта с учетом размещения на ГАЭС кратковременного оперативного и аварийного резервов мощности.
Для ГЭС-ГАЭС учитывается приток воды в верхнее водохранилище, что предопределяет увеличение мощности ГАЭС в турбинном режиме. На основании технико- экономического расчета выбирается тип гидроагрегата— трехмашинный или двухмашинный.
В ряде случаев может оказаться целесообразным кроме гидроаккумулирующих гидроагрегатов устанавливать насосные агрегаты (НС-ГАЭС), в других случаях, например на ГЭС-ГАЭС,— турбинные гидроагрегаты. Окончательный выбор соотношения между мощностями и расходами турбин и насосов производится при проектировании турбин, насосов, иасос-тур- бин и двигателей-генераторов и согласо-
"Рис. 28.2. Зависимость относительных эна-
-чений КПД т) и стоимости гидроагрегатовГАЭС К от напора:
— трехмашиямая схема;—двухмашин-ная схема
вывается между проектной организацией и заводами-изготовителями.
Трехмашинная схема позволяет выбирать турбину и насос отдельно и получать наибольший КПД гидроагрегата, при этом частота вращения должна быть синхронной и одинаковой для турбины и насоса. Трехмашинные гидроагрегаты имеют одинаковое направление вращения в турбинном и насосном режимах (потоки в спиральных камерах направлены навстречу друг другу). Указанное обстоятельство определяет высокую маневренность оборудованя при пуске гидроагрегата в насосный режим и при переводе его из одного режима работы в другой, обеспечивает более надежную работу подпятника н двигателя-генератора.
Двухмашинная схема. Широкое применение обратимых гидроагрегатов вызвано уменьшением затрат па строительство и оборудование ГАЭС по сравнению с трехмашннной схемой. На рис. 28.2 приведены зависимости относительных значений КПД f) и стоимости гидроагрегатов R для двух названных схем. За единицу при построении графика зависимости приняты па
раметры гидроагрегата единичной мощностью 300 МВт при напоре 100 м. Обратимые двухмашинные гидроагрегаты дешевле при напоре от 100 до 1200 м.
Возможны два варианта исполнения обратимых гидроагрегатов: односкоростныс и двухскоростныс. Для каждого из вариантов характерны противоположные направления вращения ротора в турбинном и насосном режимах. Это усложняет конструкцию и затрудняет эксплуатацию подпятника, выполняемого с нулевым эксцентриситетом.
Односкоростныс гидроагрегаты. В гл. 25 изложен выбор параметров собственно гидравлических машин— насосов-турбин по известным характеристикам их моделей. Вопросы проектирования элементов проточной части одно- скоростных насосов-турбин освещены в [49].
Тенденция к повышению частоты вращения л п быстроходности п, вновь создаваемых обратимых гидроагрегатов по- разному влияет на экономичность гидравлической к электрической машин. Повышение л и л, приводит к уменьшению массы и габаритных размеров гидравлической машины и к увеличению массы электрической машины (по данным фирмы <Хнтачи>) [38] (рис. 28.3, а). Увеличение массы вызывает необходимость выполнения комплекса мероприятий по дополнительному усилению конструкции вращающихся частей, системы охлаждения и др.
На выбор параметров двигателя-генератора, а значит, и на компоновку гидроагрегата в целом существенное влияние оказывает способ пуска его в насосный режим (см. § 28.2 н 28.4).
Целесообразно по возможности использовать унифицированные гидравлические и электрические машины. Подобный подход принят для Загорской, КайшядорскоА и ряда других ГАЭС.
Дв ухс коростные гидроагрегаты позволяют за счет применения различной частоты вращения (ля>лт) в двух основных режимах по возможности использовать оптимальные зоны характе-
Рис. 28.3. Массовые характеристики двигателей-генераторов (о) и изменение окружной скорости двигателей-генераторов в насосном и турбинном режимах (б):
, —(ин/“т)макс: г“(“н/“т)мни
Таблица 28.1. I АЭС с доухскоростными обратимыми гидроагрегатами
ГАЭС (стр.-ш О
Год ююдл и зксилу- 31 аЦИЮ
Число а г |»с ♦ гатов
Тип на* состур- бнны
Мощность. МВт
Напор •. м
Частота праще- ПИЯ. об/мин
Дняне гр рабочего колеса.
м
Брсмм (ФРГ)
Строится
2
РОНТ
700/660
233/220
150/125
9,4
Ова Спин (Швейцария)
1970
9
РОНТ
24/26
175/205
500/375
—
Буско Блато (Югославия)
1969
4
Осевая
3,01/3,03
16/16
193/259;
193/262
Сзи-Лупс (США)
1967
8
РОНТ
47/40
101/98 89/60
150/120
5
Широяма (Япония)
1965
4
РОНТ
73/65
186/181
133/124
300/273
3,9
Куроматагавз-2 (Япония)
1964
1
ДНТ
20/20
80/78
330/300
—
Флстанрон (США)
1954
РОНТ
9,5/7,9
90/73
300/257
—
Бальденен (ФРГ)
1934
1
Осевая
1,3/1,1
9,9/9
326/225
1,75
* Для ГАЭС Сзн-Лумс и Широяма указаны диапазоны напоров отдельно для насосного и турбинного режимов.
Примечание. В числителе указаны параметры насосного режима, в знаменателе — турбинного; ДНТ—диагональная насос-турбина, РОН Г — радиально-осевая.
рпстнк. Таким образом, данный вариант по уровню КПД в обоих режимах приближается к трехмашинной схеме. Кроме того, повышенная частота вращения в насосном режиме позволяет уменьшить диаметр рабочего колеса, а следовательно, уменьшить габариты и массу всего блока. На рис. 28.3,6 приведены рекомендуемые фирмой «Эшер Висо (Швейцария) соотношения окружных скоростей (или частот вращения) в насосном к турбинном режимах (в зависимости от коэффициента быстроходности л,).
Однако данному исполнению присуши и существенные недостатки, сдерживающие его широкое распространение. Применяемые в настоящее время двгхскоростные двигатели-генераторы имеют КПД на 1 — 1,5 % ниже, чем обычные, сложны по конструкции и тяжелее обычных на 50—80 % (по данным японских фирм — на 10— 30 %). Как следствие, двухскоростные двигатели-генераторы сложнее в эксплуатации и дороже обычных на 30—70 %.
В мире работают ГАЭС с двухскоросг- нымп двигателями-генераторами и насос- турбинами всех типов: осевыми, диагональными н радиально-осевыми. В табл. 28.1 приведены основные параметры ряда таких ГАЭС.
ПУСК ГИДРОАГРЕГАТА
В НАСОСНЫЙ, ТУРБИННЫЙ РЕЖИМЫИ РЕЖИМ СИНХРОННОГОКОМПЕНСАТОРА
Многообразие функций ГАЭС в энергосистеме (работ в турбинном и насосном режимах, в качестве аварийного резерва.
регулятора-потребителя, возможность регулирования напряжения к частоты и пр.) требует высокой степени автоматизации и быстродействия работы оборудования, разнообразия как стационарных, так и переходных режимов работы гидроагрегатов, особенно обратимых.
Как правило, обратимые гидроагрегаты около половины времени работают в активном режиме (турбинном или насосном), а остальное время, в зависимости от условий регулирования напряжения в системе, — в режиме синхронного компенсатора.
Пуск гидроагрегатов ГАЭС в турбинном режиме практически не отличается от пуска обычных гидроагрегатов ГЭС и не связан с какими-либо специфическими трудностями.
Выбор способа пуска обратимых гидроагрегатов в насосном режиме является одним нз наиболее важных и определяющих при проектировании электрической части ГАЭС. Ои оказывает существенное влияние на конструкцию самих гидроагрегатов, их надежность и быстродействие и, в известной мере, на компоновку и габаритные размеры здания ГАЭС.
Применяются различные способы пуска в насосный режим: прямой асинхронный при полном или пониженном напряжении сети; частотный от статического преобразователя частоты или от соседнего гидроагрегата; от специального пускового электродвигателя млн гидротурбины.
Выполненный специалистами шведской фирмы ASEA анализ и экономическая оценка этих способов пуска для ГАЭС с тремя гидроагрегатами при номинальной
Pirc. 28.4. Относительная стоимость пуска обратимых гидроагрегатов в зависимости от их мощности (по данным фирмы ASEA): /—прямой асинхронный пуск; 2—частотный пуск от соседнего гидроагрегата: 3— то же от статического преобразователя: 4 — пуск от пускового двигателя: а — асинхронный пуск при пониженном напряжении
частоте вращения 300 об/мин и максимальном времени разгона 5 мин представлены на рис. 28.4. Резкое изменение функции графика при мощности гидроагрегата более 200 МВт соответствует переходу от одного трехфазного выключателя к трем однофазным.
Наиболее предпочтительными являются прямой асинхронный пуск от сети и частотный от статического преобразователя частоты.
Прямой асинхронный пуск при полном напряжении сети (рис. 28.5) — наиболее простой, быстрый и достаточно экономичный способ пуска. Он не требует дополнительного оборудования, однако вызывает большое падение напряжения в сети и большие пусковые токи. Допустимость прямого асинхронного пуска определяется падением напряжения у потребителя (порядка 5 %). При прямом асинхронном пуске предъявляются более жесткие требования к конструктивному исполнению как двигателя-генератора, так и силового трансформатора. При этом наиболее целесообразно применение массивных полюсов ротора или мощных демпферных систем и форсированной системы охлаждения для ротора, усиленного механического крепления обмоток статора, а в отдельных случаях и трансформатора. Крепление обмотки статора должно быть рассчитано на максимальные динамические воздействия, получающиеся при коротких замыканиях на выводах двигателя-генератора. Демпферная обмотка или массивные полюсы должны быть рассчитаны на рассеивание воспоннимаемой ротором энергии.
Массивные полюсы ротора обладают высокой прочностью и способностью энергично отводить теплоту, выделяющуюся в них прк нагреве во время пуска, внутрь тела полюса, благодаря чему эти полюсы не нагреваются более чем на 200—230 *С. Применение же шихтованных полюсов с
обычной демпферной обмоткой затруднено из-за неравномерного нагрева ее стержней, что может привести к разрушению обмотки. Для снижения больших пусковых токов, возникающих при прямом пуске двигателя-генератора с массивными полюсами, целесообразна конструкция с составными массивными полюсами ротора. Такая конструкция позволяет уменьшить пусковой ток до двухкратного значения номинального тока.
Следует отметить, что степень влияния прямого асинхронного пуска на энергосистему зависит не только от мощности энергосистемы, но и от параметров двигателя- генератора и трансформатора.
Для уменьшения толчков тока в энергосистеме иногда применяют асинхронный пуск от пониженного напряжения сети. Однако это требует установки дополнительного оборудования — реактора или автотрансформатора, соединительных шин, переключающего устройства и др. Кроме того, этот способ пуска вызывает толчки реактивном мощности в системе при отключении реактора. Этот способ уменьшает динамические нагрузки на гидроагрегат, но увеличивает перегревы ротора.
Область применения прямого асинхронного пуска в настоящее время за рубежом практически не ограничивается в связи с увеличением мощности энергосистем и воз- росигимн возможностями заводов-нзготовн- телей машин. Так, обратимый гидроагрегат мощностью 230 МВ А при частоте вращения 333,3 об/мин иа ГАЭС Вианден И (Люксембург) рассчитан для прямого асинхронного пуска прк полном и пониженном напряжении (в последнем случае с помощью реактора). Ротор двигателя-генератора выполнен с массивными полюсами, охлаждение воздушное. При реакторном пуске снижение напряжения в сети равно- 2,7 %, время пуска 116 с. Время перехода из турбинного режима в насосный не пре-
Рис. 28.5. Схема прямого асинхронного пуска при полном напряжении сети:
ДГ — дяигатель-генератоп; ВТ — выключатель турбинного режим»; Bit — выключатель насосного режима; Г — силовой трансформатор; TH — трансформатор напряжения
еышает 5,5 мин. Время пуска при полном напряжении сокращается до 45 с, время изменения режима—до 4,5 мин.
Для двигателя-генератора ГАЭС Ревсн (Франция) мощностью 200 MB-А при частоте вращения 300 об/мин фирмой «Альстом» разработан так называемый «бассейновый» ротор, имеющий бак с запасом воды для охлаждения демпферных стержней на время пуска длительностью 80 с.
• В СССР для Загорской н Кайшядор- ской ГАЭС разработан в ПО «Уралэлектро- тяжмаш» двигатель-генератор мощностью 236 МВ-А при частоте вращения 150 об/мин, с массивными сердечниками полюсов ротора, с медными демпферными соединениями повышенной прочности, рассчитанный па прямой асинхронный пуск при полном напряжении сети. Однако, учитывая большое число пусков и остановок гидроагрегатов ГАЭС как электростанции высокоманевренного назначения, а также •большие ударные нагрузки, которые возникают в режимах прямого пуска, и снижение в связи с этим надежности работы, прямой асинхронный пуск при полном напряжении сети для гидроагрегатов Загорской и Кайшядорской ГАЭС принят в качестве аварийного способа пуска. В каче- -стве основного оперативного пуска используется частотный пуск с помощью тиристорного преобразователя частоты.
Преимуществом частотного пуска (пуск от другого гидроагрегата ГАЭС, работающего в турбинном режиме, или от частотного преобразователя) является большой пусковой электромагнитный момент, который передается двигателю со стороны генератора или системы. ■Однако этот способ усложняет схему и увеличивает время пуска по сравнению с прямым асинхронным пуском.
Частотный пуск, осуществляемый посредством статического преобразователя частоты, является одним из наиболее перспективных. Он достаточно надежен, требует небольшого технического обслуживания я может применяться для гидроагрегатов любой мощности, может быть использован также и для электрического торможения. Мощность преобразователя составляет около 5—7 % мощности основного гидроагрегата, время пуска 5 мин и более. Статические преобразователи частоты в
Рис. 28.6. Электрическая схема статического преобразователя частоты
настоящее время еще сравнительно дороги, и поэтому их применение целесообразно на многоагрегатных ГАЭС для осуществления последовательного пуска гидроагрегатов (пли для пуска последнего гидроагрегата при частотном пуске остальных от соседней машины). Так, для пуска четырех обратимых гидроагрегатов мощностью по 400 МВт ГАЭС Рэккуи-Маунтнн (США) фирмой «Аллнс Чалмерс» предусмотрена установка одного статического преобразователя частоты мощностью 26 МВт, поставляемого фирмой «Сименс». Гидроагрегаты этой ГАЭС могут быть пущены также частотным способом от соседней машины.
На Загорской ГАЭС пуск от статического преобразователя частоты используется в качестве основного оперативного способа пуска. Возможно несколько различных вариантов исполнения статических преобразователей, по наибольшее распространение получила схема с инвертором тока. В этой схеме (рис. 28.6) переменное напряжение от источника питания ИП подается на выпрямитель В, и после выпрямления и сглаживания на реакторе Р постоянный ток инвертируется инвертором И в переменный ток нужной частоты (регулируемой от 0 до 53 Гц) и подается на обмотку статора двигателя-генератора ДГ. Тиристоры в этой установке рассчитываются на протекание сравнительно небольшого тока — порядка 0,1—0,15 номинального тока генератора. Мощность тиристорной пусковой установки для пуска гидроагрегатов мощностью 200 МВт Загорской ГАЭС принята равной 15 МВт.
В настоящее время разработаны два основных варианта исполнения статических преобразовательных установок — низковольтный (3 кВ) я высоковольтный (15 кВ). В первом случае (рис. 28.7,а) питание установки и ее связь с разгоняемым двигателем-генератором осуществляется через два трансформатора, во втором (рис 28.7,6) установка работает непосредственно на генераторном напряжении, поэтому трансформаторы не требуются (кроме разделительного трансформатора на генераторном напряжении). Однако нужна установка двух токоограничивающих реакторов для ограничения токов короткого замыкания.
Низковольтный трансформаторный вариант, основанный яа принципе вситиль- ' кого двигателя, выполняется на базе выпускаемых в СССР силовых выпрямителей ВИПЭ-2 напряжением 3 кВ, мощностью 8 МВт, в которых изменяется система управления и регулирования. В этой схеме пуск выполняется с характеристиками машины постоянного тока, поэтому для формирования импульсов управления инвертора необходим датчик положения ротора. Применение входного и выходного трансформаторов снижает токи короткого замыкания со 100 до 2,5 кА. На период на-
О)О)
О)
О)
Рис. 28.7. Частотный пуск посредством статического преобразователя частоты: d — низковольтный вариант не* полпекия; б — высокопольтныЛ вариант исполнения; ДГ — дви- гятслъ-гснсрятор: ПТУ — пусковое тиристорное устройство: ВТ — выключатель турбинного режима; ВН — выключатель насосного режима; ВП—выключатель для подсоединения гидроагрегата к пусковому тиристорному устройству; Т — сн- лопоП трансформатор; TH — трансформатор напряжения
чала разворота, т. е. при частотах 0— 10 Гц, требуется закорачивание трансформатора со стороны генератора, поэтому в цепи предусмотрена установка дополнительных выключателей 3 кВ, 3 кА и 16,75 кВ, 1 кА. Габариты каждого из четырех преобразователей 3000 X 6600 X X 900 мм.
В высоковольтном варианте используется схема синхронного частотного пуска, разворот на малых оборотах происходит при искусственной коммутации, что может привести к изменению мощности и частоты вращения гидроагрегата. Для защиты установки от недопустимых токов короткого замыкания на входе и выходе преобразователя устанавливают в каждую *фазу токоограничивающие реакторы, при этом ударный ток короткого замыкания уменьшается до 23 кА.
Каждый из этих вариантов имеет преимущества и недостатки, к поэтому окончательные рекомендации можно дать только после накопления опыта их эксплуатации.
На зарубежных ГАЭС широкое применение получил частотный пуск, осуществляемый от одной вращающейся машины с изменяемой частотой (от нуля до номинального значения). Такой машиной может быть один из двигателей-генераторов ГАЭС, или, реже, специальный вращающийся агрегат с гидравлическим или электрическим приводом, находящийся на этой ГАЭС или на близко расположенной электростанции. При этом запуск в насосный
режим может быть синхронным, асинхронным или асинхронно-синхронным.
При синхронном частотном пуске статоры пусковой и пускаемой машин электрически соединяются между собой, роторы возбуждаются от независимого источника возбуждения. Пусковой агрегат открытием направляющего аппарата медленно пускается, машины синхронизируются между собой и набирают номинальную скорость. Затем обе машины синхронизируются с сетью, и пусковой агрегат медленным закрытием направляющего аппарата переводит нагрузку двигателя на сеть и отключается. Преимуществом такого способа является отсутствие толчков тока в сети и динамических нагрузок в двигателе-генераторе, недостатками являются необходимость иметь независимые источники возбуждения агрегатов к большая стоимость, а также более длительное время пуска гидроагрегатов на электростанции, так как перед запуском очередной машины пусковой генератор должен быть остановлен.
При асинхронном частотном пуске (аналогичном прямому асинхронному пуску, когда вместо сети двигатель соединяется с пусковым агрегатом) пусковой генератор доводится до номинальной частоты вращения н возбуждается. Двигатель пускаемого гидроагрегата подключается к пусковому генератору, разворачивается и начинает вращаться с подсиихропноА частотой, затем возбуждается и синхронизируется с пусковым генератором. После этого пускаемая машина синхронизируется
с сетью, а пусковой генератор отключается. В отличие от синхронного частотного пуска здесь не требуется независимого источника возбуждения, меньше время пуска агрегатов ГЛЭС. Однако имеющий место бросок тока от пускового генератора требует мощную демпферную обмотку в пускаемом двигателе-генераторе.
Ирк асинхронно-синхронном (частично частотном) пуске пусковой генератор бистро набирает частоту вращения вплоть до 40—50 % номинальной и возбуждается. Пускаемый двигатель соединяется с пусковым генератором и начинает вращаться. При равенстве скоростей вращения обеих машин пускаемый двигатель возбуждается и синхронизируется с генератором, а затем последний, набирая частоту, доводит двигатель до номинальной частоты вращения, после чего пускаемая машина синхронизируется с сетью, а пусковой генератор отключается. Этот способ не требует независимого источника возбуждения, однако может потребоваться усиление демпферной обмотки двигателя-генератора. Время пуска меньше, чем при синхронном, и больше, чем при асинхронном частотном пуске.
Анализ зарубежного опыта показывает, что частотный (чаще — синхронный) пуск от соседнего гидроагрегата в сочетании с пусковыми двигателями применяется на многоагрегатных ГАЭС (Ладингтон, Нум- аппара, Шинтакасе и др.), когда часть гидроагрегатов пускается частотным способом, а последний гидроагрегат. — пусковым двигателем^
Пуск от вспомогательного электродвигателя или пусковой турбины снижает до минимума толчки тока в системе, но усложняет и удорожает конструкцию гидроагрегата и строительную часть ГАЭС. Применение пусковой гидротурбины связано с трудностями размещения ее на одном валу с основным гидроагрегатом.
Преимуществами использования пускового электродвигателя (асинхронного или постоянного тока) являются применимость для гидроагрегатов любой мощности и простота пуска, сравнительно небольшое значение пускового тока от системы, отсутствие дополнительных повышенных требований к конструкции основной машины, возможность использования пускового двигателя в качестве тормоза при остановке гидроагрегата, в качестве вспомогательного генератора для питания системы возбуждения и, в некоторых случаях, в качестве собственных нужд электростанции. Однако этот способ имеет я ряд существенных недостатков: высокая стоимость, необходимость иметь пусковой двигатель с жидкостным реостатом и сложной схемой регулирования для каждого гидроагрегата, относительно сложная схема в случае использования при торможении или в качестве вспомогательного генератора, длитель
ное время пуска, ограниченное число последовательных пусков и др.
Применение пусковых электродвигателей характерно для малоагрегатных ГАЭС; этот способ пуска особенно распространен в Японии на ГЛЭС с двумя гидроагрегатами.
Мощность пусковых электродвигателей находится в пределах 5—9 % мощности основного гидроагрегата, время пуска гидроагрегата в насосном режиме до набора нагрузки около 5—7 мин, а стоимость составляет 10—12% стоимости основной машины.
Одним из возможных путей решения проблемы пуска мощных двигателей-генераторов может явиться система каскадного пуска с асинхронным фазным пусковым двигателем, имеющим равное с основной машиной число пар полюсов. Однако такой тип имеет тс же недостатки, что и пуск с разгонным двигателем — наличие асинхронного электродвигателя, пусковых устройств, реостатов, сложная схема управления, особенно при торможении.
Торможение двигателей-генераторов применяется для ускорения остановки обратимого гидроагрегата и перевода его в другой режим работы, при этом используется традиционное механическое- торможение или электрическое торможение. Во втором случае возможны два варианта: обмотка статора замыкается накоротко, в обмотку ротора подается напряжение от отдельного возбудителя; использование пускового электродвигателя, при этом обмотка его ротора замыкается на пусковое сопротивление, в статор подается напряжение постоянного тока.
В этих вариантах создается постоянный тормозной момент, который и приводит к быстрой остановке гидроагрегатов.
Применение механического торможения на больших скоростях приводит к значительному нагреву и износу тормозных колодок.
Для электрического торможения гидроагрегата целесообразным оказывается использование пускового статического преобразователя частоты. Электрическое торможение по сравнению с механическим имеет определенные преимущества. Так, например, на ГЛЭС Рэккун — Маунтин (США) использование для электрического торможения агрегата пускового тиристорного преобразователя частоты приводит к сокращению времени остановки турбины с водой с 11,5 до 1,5 мии, а также к резкому уменьшению загрязнения двигателя- генератора из-за меньшего износа тормозных колодок. Последнее является большим преимуществом для машин с водяным охлаждением, так как в этом случае нс происходит загрязнения водяного коллектора обмоток.
Как уже указывалось, обратимые агрегаты работают в активном режиме (тур-
бпииом или насосном) и в режиме выработки реактивном энергии, т. е. в ре ж и м с синхронного компенсатора. Электромашины обратимых гидроагрегатов имеют большую емкостную нагрузочную способность, чем турбогенераторы ТЭС, вследствие чего они повышают статическую и динамическую устойчивость энергосистемы. Реактивная энергия вырабатывается электромашиной, работающей о двигательном режиме и потребляющей нэ сети сравнительно небольшую (2—4 % номинальной активной мощности агрегата) активную мощность, необходимую для покрытия потерь при вращении. При этом^во- да из камеры рабочего колеса гидромашн- ны отжимается сжатым воздухом, а электромашина работает как перевозбужденный или псдоиозбужденный генератор (при вращении в генераторном направлении) или двигатель (при вращении в двигательном направлеппи).
Значение потребляемой из сети активной мощности при работе обратимого гидроагрегата в режиме синхронного компенсатора зависит и от протечек воды через направляющий аппарат, которая, попадая на вращающееся рабочее колесо, увеличивает момент сопротивления и потребляемую из сети мощность. В этом случае необходимо предусматривать специальные мероприятия как по более надежному уплотнению направляющего аппарата, так и по удалению воды из полостей между рабочим колесом и направляющим аппаратом. На многих зарубежных ГАЭС устанавливают трубы, отводящие воду в отсасывающую трубу. Так, например, на каждом агрегате ГАЭС Рэккун-Маунтин для этой цели предусмотрены четыре трубы диаметром до 200 мм каждая, а на Загорской ГАЭС — две трубы диаметром по 350 мм.
РЕЖИМЫ РАБОТЫ И ВИДЫПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССОВ ГАЭС
Работа обратимых гидроагрегатов ГАЭС характеризуется многообразием ре
жимов как в стационарных условиях, так и при переходных процессах.
Стационарные режимы разделяются на рабочие и промежуточные. К рабочим режимам относятся режимы, в которых гидроагрегат эксплуатируется длительное время: турбинный, насосный, синхронного компенсатора, резервный (агрегат остановлен). К промежуточным относится режим холостого хода (турбинный) (XX) и пусковой насосный режим (ПН).
Переходным процессом агрегата Г/\ЭС называется переход из одного стационарного (установившегося) режима работы (начального) в другой стационарный режим (конечный). Различают оперативные и особые переходные процессы. Оперативные переходные процессы отвечают условиям нормальной эксплуатации агрегатов ГАЭС, и их протекание определяется принятой технологической схемой управления гидроагрегатом (пуски, остановки, изменение нагрузки и др.). Осо- б ы м и переходными процессами являются в основном аварийные процессы, протекающие после внезапного отключения нагруженного гидроагрегата от энергосистемы. Возникающие при этом нагрузки в элементах сооружений и оборудования должны относиться к особым нагрузкам.
Характеристики переходных процессов, подлежащих учету при проектировании сооружений и оборудования ГАЭС, зависят от типа гидроагрегатов н показателей стационарных режимов.
На рис. 28.8 показаны рабочие и промежуточные режимы для трехмашинного агрегата ГАЭС, состоящего из двигателя- генератора ДГ, турбины Т, насоса Н и соединительной муфты М. Режимы расположены в координатах Q и л. Отличительной особенностью для трехмашинного гидроагрегата является сохранение значения частоты вращения и направления вращения вала гидроагрегата.
Рис. 28.8. Виды переходных процессов для трехмашинного агрегата ГАЭС
349
Переходные процессы для трехмашип- ного гидроагрегата включают (рис. 28.8) пуск в работу и синхронизацию 1 (при пуске в турбинный режим муфта выключена, при пуске в насосный режим включена), набор нагрузки 2, снятие нагрузки 3, остановку гидроагрегата 4, перевод гидроагрегата в компенсаторный режим (муфта М выключена) или в пусковой насосный режим (муфта М включена) 9, перевод гидроагрегата в насосный режим и увеличение подачи 6, уменьшение подачи, вывод гидроагрегата из насосного режима 7, остановка гидроагрегата из компенсаторного н насосного режимов 8, перевод гидроагрегата из компенсаторного режима в турбинный (5—2).
По условиям работы энергосистемы, например при внезапном отключении генерирующих установок, можно осуществить быстрый перевод агрегатов ГАЭС из насосного режима в турбинный (7—5—2) или. например при внезапном отключении мощных потребителей, быстрый перевод агрегатов ГАЭС из турбинного режима в насосный (3—9—6).
На рис. 28.8 показаны также особые переходные процессы: сброс нагрузки 10 — внезапное отключение гидроагрегата, работающего в турбинном режиме от энергосистемы; потеря привода // — внезапное отключение гидроагрегата, работающего в насосном режиме, от энергосистемы. Оба процесса, как правило, вызываются коротким замыканием в электрической системе и характеризуются большим диапазоном изменения расхода и частоты вращения.
На рис. 28.9 показаны рабочие и промежуточные режимых двухмашинного обратимого агрегата ГАЭС, состоящего из двигателя-генератора ДГ и насос-турбины НТ. Отличительная особенность состоит в том, что в турбинных и насосных режимах направление вращения гидроагрегата про-
Ряс. 28.9. Виды переходных процессов для двухмашинного обратимого агрегата ГАЭС
тнпоноложнос. Гидроагрегат используется в рабочих режимах: турбинном, синхронного компенсатора насосного направления СКВ. пусковом, резервном. Режимы синхронного компенсатора турбинного и насосного направлений представляют собой двигательные режимы с отжатием воды от рабочего колеса для снижения потребляемой мощности. Промежуточными являются турбинный режим холостого хода и насосный пусковой режим, который также часто осуществляется с отжатием воды из области рабочего колеса.
Переходные процессы для двухмашинного обратимого агрегата ГАЭС включают (рис. 28.9): пуск в работу и синхронизацию для работы в турбинном режиме /. набор нагрузки 2, снятие нагрузки 3, остановку гидроагрегата 4, перевод гидроагрегата в компенсаторный режим (турбинное направление) 5, ввод гидроагрегата под нагрузку из компенсаторного режима (6—2), остановку гидроагрегата из компенсаторного режима 7, пуск гидроагрегата в насосный пусковой или в компенсаторный режим и синхронизацию (насосное направление вращения) 8, увеличение подачи в насосном режиме Я снижение подачи 10, остановку гидроагрегата из насосного режима 11. Предусматривается также возможность быстрого перевода агрегатов ГАЭС из насосного режима в турбинный или обратно.
Особыми (аварийными) переходными процессами является сброс нагрузки 12 — внезапное отключение от энергосистемы гидроагрегата, работающего в турбинном режиме, и потеря привода 13 — внезапное отключение от энергосистемы гидроагрегата, работающего в насосном режиме. Особые переходные процессы характеризуются широким диапазоном изменения частоты вращения л и расхода Q.
Последовательность пуска, остановки и перевода гидроагрегата из одного режима в другой дана в § 28.4.
В энергосистеме ГАЭС используются в качестве высокоманевренных электростанций, что обусловливает большую частоту переключений режимов работы гидроагрегатов. В качестве показателя частоты переключений используется значение средней длительности режима Гср, определяемое выражением
Гср— Гр/2Т,(28.1)
, где ГР — расчетный период времени, обычно Гр = 1 сут; zT — число переключений режимов (переходных процессов) за это время. Для ГАЭС обычного типа с двумя циклами работы Гер = 2 4-3 ч, т. е. в течение суток 2т = 8-т-12, а для особо вы- сокоманевренмых ГАЭС, как, например, ГАЭС Вменяем (Люксембург) или ГАЭС Динорвик (Великобритания) Гер « 0,4 4- 1 ч, т. е. за 1 сут zT « 24 4- 60. Большое число переходных процессов, сопровождающихся дополнительными динамиче-
сними нагрузками, должно учитываться в технических требованиях на поставку гидросилового оборудования ГАЭС.
СХЕМЫ ПЕРЕВОДА ОБРАТИМОГО ГИДРОАГРЕГАТА ИЗ ОДНОГО РЕЖИМА РАБОТЫ/В ДРУГОЙ
Изменение направления вращения двухмашинного гидроагрегата осуществляется изменением чередования фаз статора двигателя-генератора с АВС для турбинного (генераторного) режима на CbA для насосного режима. Для этой цели используются два выключателя в цепях статора двигателя-генератора—один для генераторного режима, другой для насосного режима (с.м. рис. 28.6 и 28.7). Для чередования фаз целесообразно применение специального аппарата, при этом включение гидроагрегата в любой режим может осуществляться одним выключателем.
Пуск и перевод двухмашинного гидроагрегата из одного режима работы в другой проанализируем по рис. 28.9.
Пуск в турбинный режим в нормальных условиях (линия /—2) осуществляется с использованием метода точной автоматической синхронизации и практически аналогичен пуску обычного гидроагрегата ГЭС. В случае, если направляющий аппарат гидромашпиы снабжен резиновым уплотнением, заполняемым сжатым воздухом, перед пуском гидроагрегата давление воздуха в уплотнении снимается. В аварийных условиях пуск производится с использованием метода самосинхронизации.
Пуск в насосный режим в нормальных эксплуатационных режимах (линия 8—Р) предпочтительнее осуществлять. как уже указывалось выше, с помощью пускового тиристорного устройства ПТУ (см. рис. 28.7) с использованием метода точной автоматической синхронизации. Последовательность пуска следующая: при закрытом направляющем аппарате 1! включенных уплотнениях вода из камеры рабочего колеса гидромашины отжимается при помощи сжатого воздуха;
гидроагрегат при помощи выключателя ВП подсоединяется к ПТУ, подается возбуждение холостого хода;
с помощью ПТУ гидроагрегат разворачивается до подсипхронной частоты вращения:
с помощью автоматического регулятора возбуждения напряжение генератора становится равным напряжению сети, осуществляются синхронизация, отключение ПТУ и подключение гидроагрегата к сети с помощью выключателя насосного режима ВН;
воздух из камеры рабочего колеса ги- дромаишны с помощью специальных клапанов и воздуховодов выпускается, камера заполняется водой:
при достижении определенного заданного давления воды п зоне между рабочим колесом и направляющим аппаратом последний открывается до ограниченного максимального значения открытия насосного режима (приблизительно до 80 % полного открытия) и гидроагрегат работает в насосном режиме.
В аварийных условиях пуск в насосный режим может производиться методом прямого асинхронного пуска от полного напряжения сети. При этом последовательность операций следующая:
отжимается вода из камеры рабочего колеса пиромашины;
закорачивается ротор, гидроагрегат с помощью выключателя насосного режима ВН подключается к сети и разворачивается до подсинхронной частоты вращения;
при скольжении примерно 3 % включается возбуждение и гидроагрегат достигает частоты сети.
из камеры рабочего колеса выпускается воздух, и она заполняется водой;
при достижении заданного давления воды в зоне направляющего аппарата он открывается примерно до 80 % полного открытия и гидроагрегат работает в насосном режиме.
Остановка обратимого гидроагрегата из турбинного режима (см. рнс. 28.9, линия 3—/) в нормальных эксплуатационных условиях выполняется с торможением д помощью пускового тиристорного устройства в следующей последовательности:
снимается нагрузка с гидроагрегата путем закрытия направляющего аппарата;
отключается выключатель турбинного режима:
осуществляется электрическое торможение путем подключения гидроагрегата к ПТУ через выключатель ВП (см. рис. 28.7). Силовая часть ПТУ работает в обратном режиме (по сравнению с пуском), выдавая мощность в сеть и тормозя гидроагрегат практически до момента остановки;
фиксация нулевой частоты вращения производится с помощью включения тормозных колодок:
подается воздух в резиновые уплотнения направляющего аппарата.
В аварийных условиях остановка обратимого гидроагрегата производится, как и обычного гидроагрегата, с использованием механических тормозов:
отключается выключатель турбинного- режима, закрывается направляющий аппарат гидромашины, гидроагрегат тормозится водой;
при частоте вращения около 20 % номинальной включаются механические тормоза и гидроагрегат останавливается;
подается воздух в уплотняющее устройство направляющего аппарата.
Остановка из насосного режима работы (см. рис. 28.9, линия 10—
Изменение режимаВремя реализации. сОткрытие (закрытие) направляющего аппаратаРазворот (торможение) гидроаг-Син- хрони- аацняОтжа-В пускСуммар- режимаПуск в турбинный режим в нормальных условиях эксплуатации152520-40——60-80То же в аварийных условиях’ 15252——42Оперативный пуск в насосный режим пусковым тиристорным устройством—30020—4040150510—530Аварийный пуск в насосный режим, асинхронный от полного напряжения сеги20—35—40150210—225Оперативная остановка из турбинного режима с торможением от ПТУ40120———160Аварийная остановка из турбинного режима с механическим торможением4090—135——130—175Оперативная остановка из насосного режима с торможением от ПТУ40120———160Аварийная остановка из насосного режима с механическим торможением4090-135———130-175Пуск в режим СКТ152520-4040—100—120Пуск в режим СКН-—30020—4040—360—380Оперативная остановка из режима СКТ с торможением от ПТУ с впуском воды из отсасывающей трубы120——150270Аварийная остановка из режима СКТ с механическим торможением и впуском воды через направляющий ап-3090-13530150-195Оперативная остановка из режима СКН с торможением от ПТУ и впуском воды из отсасывающей трубы120——150270Аварийная остановка из режима СКН с механическим торможением и впуском воды из отсасывающей трубы90—135——150240—285Перевод из турбинного режима в режим СКТ40——60—100Перевод из режима СКТ в турбинный режимПеревод из насосного режима в режим СКН16———153040——60—100Перевод из режима СКН в насосный режим40———160190Перевод из насосного режима в турбинный режим306020—40——110—130Перевод из режима СКН в турбинный режим306020—40160250—280Изменение режимаВремя реализации. сОткрытие (закрытие) направляющего аппаратаРазворот (торможение) гидроаг-Син- хрони- аацняОтжа-В пускСуммар- режимаПуск в турбинный режим в нормальных условиях эксплуатации152520-40——60-80То же в аварийных условиях’ 15252——42Оперативный пуск в насосный режим пусковым тиристорным устройством—30020—4040150510—530Аварийный пуск в насосный режим, асинхронный от полного напряжения сеги20—35—40150210—225Оперативная остановка из турбинного режима с торможением от ПТУ40120———160Аварийная остановка из турбинного режима с механическим торможением4090—135——130—175Оперативная остановка из насосного режима с торможением от ПТУ40120———160Аварийная остановка из насосного режима с механическим торможением4090-135———130-175Пуск в режим СКТ152520-4040—100—120Пуск в режим СКН-—30020—4040—360—380Оперативная остановка из режима СКТ с торможением от ПТУ с впуском воды из отсасывающей трубы120——150270Аварийная остановка из режима СКТ с механическим торможением и впуском воды через направляющий ап-3090-13530150-195Оперативная остановка из режима СКН с торможением от ПТУ и впуском воды из отсасывающей трубы120——150270Аварийная остановка из режима СКН с механическим торможением и впуском воды из отсасывающей трубы90—135——150240—285Перевод из турбинного режима в режим СКТ40——60—100Перевод из режима СКТ в турбинный режимПеревод из насосного режима в режим СКН16———153040——60—100Перевод из режима СКН в насосный режим40———160190Перевод из насосного режима в турбинный режим306020—40——110—130Перевод из режима СКН в турбинный режим306020—40160250—280Таблица 28.2. Расчетное время пуска, остановки, перевода обратимого агрегата Загорской ГАЭС из одного режима работы в другойТаблица 28.2. Расчетное время пуска, остановки, перевода обратимого агрегата Загорской ГАЭС из одного режима работы в другой
Изменение режима
Время реализации. с
Открытие (закрытие) направляющего аппарата
Разворот (торможение) гидроаг-
Син- хрони- аацня
Отжа-
В пуск
Суммар- режима
Пуск в турбинный режим в нормальных условиях эксплуатации
15
25
20-40
—
—
60-80
То же в аварийных условиях
’ 15
25
2
—
—
42
Оперативный пуск в насосный режим пусковым тиристорным устройством
—
300
20—40
40
150
510—530
Аварийный пуск в насосный режим, асинхронный от полного напряжения сеги
20—35
—
40
150
210—225
Оперативная остановка из турбинного режима с торможением от ПТУ
40
120
—
—
—
160
Аварийная остановка из турбинного режима с механическим торможением
40
90—135
—
—
130—175
Оперативная остановка из насосного режима с торможением от ПТУ
40
120
—
—
—
160
Аварийная остановка из насосного режима с механическим торможением
40
90-135
—
—
—
130-175
Пуск в режим СКТ
15
25
20-40
40
—
100—120
Пуск в режим СКН
-—
300
20—40
40
—
360—380
Оперативная остановка из режима СКТ с торможением от ПТУ с впуском воды из отсасывающей трубы
120
—
—
150
270
Аварийная остановка из режима СКТ с механическим торможением и впуском воды через направляющий ап-
30
90-135
30
150-195
Оперативная остановка из режима СКН с торможением от ПТУ и впуском воды из отсасывающей трубы
120
—
—
150
270
Аварийная остановка из режима СКН с механическим торможением и впуском воды из отсасывающей трубы
90—135
—
—
150
240—285
Перевод из турбинного режима в режим СКТ
40
—
—
60
—
100
Перевод из режима СКТ в турбинный режим
Перевод из насосного режима в режим СКН
16
—
—
—
15
30
40
—
—
60
—
100
Перевод из режима СКН в насосный режим
40
—
—
—
160
190
Перевод из насосного режима в турбинный режим
30
60
20—40
—
—
110—130
Перевод из режима СКН в турбинный режим
30
60
20—40
160
250—280
Изменение режима
Время реализации. с
Открытие (закрытие) направляющего аппарата
Разворот (торможение) гидроаг-
Син- хрони- аацня
Отжа-
В пуск
Суммар- режима
Пуск в турбинный режим в нормальных условиях эксплуатации
15
25
20-40
—
—
60-80
То же в аварийных условиях
’ 15
25
2
—
—
42
Оперативный пуск в насосный режим пусковым тиристорным устройством
—
300
20—40
40
150
510—530
Аварийный пуск в насосный режим, асинхронный от полного напряжения сеги
20—35
—
40
150
210—225
Оперативная остановка из турбинного режима с торможением от ПТУ
40
120
—
—
—
160
Аварийная остановка из турбинного режима с механическим торможением
40
90—135
—
—
130—175
Оперативная остановка из насосного режима с торможением от ПТУ
40
120
—
—
—
160
Аварийная остановка из насосного режима с механическим торможением
40
90-135
—
—
—
130-175
Пуск в режим СКТ
15
25
20-40
40
—
100—120
Пуск в режим СКН
-—
300
20—40
40
—
360—380
Оперативная остановка из режима СКТ с торможением от ПТУ с впуском воды из отсасывающей трубы
120
—
—
150
270
Аварийная остановка из режима СКТ с механическим торможением и впуском воды через направляющий ап-
30
90-135
30
150-195
Оперативная остановка из режима СКН с торможением от ПТУ и впуском воды из отсасывающей трубы
120
—
—
150
270
Аварийная остановка из режима СКН с механическим торможением и впуском воды из отсасывающей трубы
90—135
—
—
150
240—285
Перевод из турбинного режима в режим СКТ
40
—
—
60
—
100
Перевод из режима СКТ в турбинный режим
Перевод из насосного режима в режим СКН
16
—
—
—
15
30
40
—
—
60
—
100
Перевод из режима СКН в насосный режим
40
—
—
—
160
190
Перевод из насосного режима в турбинный режим
30
60
20—40
—
—
110—130
Перевод из режима СКН в турбинный режим
30
60
20—40
160
250—280
Таблица 28.2. Расчетное время пуска, остановки, перевода обратимого агрегата Загорской ГАЭС из одного режима работы в другой
Таблица 28.2. Расчетное время пуска, остановки, перевода обратимого агрегата Загорской ГАЭС из одного режима работы в другой
JI) d нормальных и аварийных условиях практически совпадает с аналогичными режимами остановки из генераторного режима. Однако следует иметь в виду невозможность полной разгрузки насоса по активной мощности — даже при полностью закрытом направляющем аппарате потребляемая из сети мощность составляет до 40 % номинальной. Эта мощность отключается выключателем насосного режима.
II у с к в режим СКТ (линия /—5) осуществляется с использованием метода точной автоматической синхронизации и практически аналогичен пуску обычного гидроагрегата (после включения пыключа- теля турбинного режима закрывается направляющий аппарат и из камеры рабочего колеса отжимается вода). Заключительной пусковой операцией является подача сжатого воздуха в уплотнительное устройство направляющего аппарата.
Пуск в режим СКН (см. рис. 28.9, линия 8) производится с помощью пусковой тиристорной установки также с использованием метода точной автоматической синхронизации. При этом последовательность пуска такая же, что и обратимого гидроагрегата в насосный режим в нормальных условиях эксплуатации. Заключительной операцией является включение выключателя насосного режима и компрессоров низкого давления для поддержания уровня отжатой воды в камере рабочего колеса в определенных пределах.
Остановка из режима СКТ (линия 7) в нормальных эксплуатационных условиях или в аварийных условиях по по- стедовательности операций начинается с отключения выключателя и гашения поля ротора, затем из камеры рабочего колеса выпускается воздух и она заполняется водой с помощью кратковременного открытия направляющего аппарата. Последующие операции аналогичны операциям остановки гидроагрегата из турбинного режима соответственно в нормальных пли аварийных условиях (различающихся способами торможения).
Остановка из режима СКН (линия //) в нормальных или аварийных условиях отличается от. остановки из режима синхронного компенсатора с турбинным направлением вращения только тем. что заполнение водой камеры рабочего колеса производится со стороны нижнего бьефа открытием клапанов выпуска воздуха.
Перевод из турбинного режима в режим СКТ (линия 3—5) осуществляется, как и для обычных гидроагрегатов. в следующей последовательности:
закрывается направляющий аппарат, гидроагрегат разгружается по активной мощности:
подается сжатый воздух в резиновые уплотнения направляющего аппарата:
352
включается система отжатия воды из камеры рабочего колеса:
включаются клапаны отвода протечек воды из полости между рабочим колесом и направляющим аппаратом (для уменьшения потребления активной мощности из сстик
Перевод н з режима СКТ в турбинный режим (линия 6—2) аналогичен переводу обычного гидроагрегата путем открытия направляющего аппарата, однако с предварительным выпуском воздуха из резиновых уплотнений направляющего лппар.'па.
Псрс в ил из насосного режима в режим СКП (линия 10) по последовательности операций аналогичен переводу из турбинного режима в режим СКТ. Однако при этом возникают серьезные трудности с отжатием воды из камеры рабочего колеса, и возможность реализации этого перевода проверяется при вводе первого агрегата ГАЭС в эксплуатацию.
перевод из режима СКН в насосный режим (линия 9) осуществляется в следующей последовательности:
выпускается воздух из резиновых уплотнений направляющего аппарата;
открываются клапаны выпуска воздуха из камеры рабочего колеса, и она заполняется водой через отсасывающую тру- бу;
при достижении определенного давления воды перед направляющим аппаратом последний открывается примерно до 80 % номинального открытия и гидроагрегат переходит в насосный режим.
Перевод из турбинного режима в насосный (линия 3—4—8— 9) (встречается редко) включает в себя операции по остановке гидроагрегата из турбинного режима и пуску в насосный режим.
Перевод из насосного режима работы в турбинный (линия 10—//—/—2) осуществляется в следующей последовательности:
гидроагрегат разгружается по активной и реактивной мощности;
направляющий аппарат прикрывается до открытия холостого хода:
отключается выключатель насосного режима, и гасится поле ротора:
гидроагрегат тормозится водой и переходит под действием давления воды в генераторное направление вращения;
при достижении подсинхронной частоты вращения подается возбуждение;
автоеннхронизатор включает выключатель турбинного режима, гидроагрегат переходит в генераторный режим.
Перевод из режима СКП в турбинный режим (линия //—1—2) характеризуется следующими операциями: гидроагрегат разгружается по реактивной мощности;
выпускается воздух из резиновых уплотнений направляющего аппарата;
отключается выключатель насосного режима, гасится поле ротора;
открываются клапаны выпуска воздуха из камеры рабочего колеса, и она заполняется водой через отсасывающую тру- бу;
направляющий аппарат открывается до величины открытия холостого хода;
23 Зак. 905
гидроагрегат тормозится и под действием столба воды переходит в генераторное направление вращения;
при достижении подсинхронной частоты вращения подается возбуждение, вступает в работу электрогидравлический регулятор частоты н автоматический регулятор возбуждения;
автоеннхронизатор включает выключатель турбинного режима, гидроагрегат
353
Таблица 28.3. Варианты соединения турбины и насоса с двигателем-генератором (по данным фирмы «Фойт»)
1 !омср мри- анта
Схема трежмашинного гидроагрегата
Время, с
Пуск * турбинный режим
Перевод из насосного в турбинный режим
Пуск в насосный режим
Перевод из турбинного • насосный режим
I
|н}^—
L^J^HJj
80-110
50-70
90—120
50-70
И
Зм iHh^^H дг | т Ш
60-90
50—70 120-180
90-120
360—480
ш
пт+зн
_Ь± LJ Г~1 1» |Г~1 Ц— 1 Г-1
дг
}^{т]
60-90
50-70
90-120
100-130
IV
пп+зн
-^{Н}^^
ДГ
60—90
40-50
80-110
30-40
V
пг^змзм
_hdTTb^A5q Дг |-э-Гт1 n 1 п 1 п У^У ri 11 L-LJ
60—90
40—50
80—110
30—40
переходит в генераторный режим и набирает нагрузку.
Перевод из режима СКТ в насосный режим работы (линия 7—8—9) (встречается редко) состоит из операций по остановке агрегата из этого режима н пуску в насосный режим.
В табл. 28.2 представлено расчетное время пуска, остановки, перевода обратимого агрегата Загорской ГАЭС из одного режима работы в другой в нормальных эксплуатационных и аварийных условиях.
Перевод трехмашинного гидроагрегата пз одного режима в другой имеет ряд особенностей, зависящих от различных способов (вариантов) соединения валов турбины и насоса с двигателем-генератором (табл. 28.3).
Вариант I. Соединение валов двигателя-генератора ДГ, турбины Т н насоса Н жесткое. В этом случае турбина в насосном режиме вращается вместе с гидроагрегатом и для уменьшения потерь осушается сжатым воздухом. Насос в турбинном режиме также должен быть опорожнен. Двигатель-генератор при переключении из одного режима работы в другой остается подключенным к сети. Коэффициент по
лезного действия гидроагрегата в данной схеме несколько снижается из-за потерь- на вращение рабочего колеса в воздухе.
Вариант 11. Соединение валов ДГ и Т жесткое, ДГ и Н через зубчатую или фрикционную муфту ЗМ. При работе гидроагрегата в турбинном режиме насос отсоединяется, в связи с чем потери на вращение его рабочего колеса отсутствуют к КПД несколько выше, чем в варианте I. Перевод гидроагрегата из насосного режима в турбинный может осуществляться как с отключением электрической машины от сети, так и без отключения. В первом случае насос не опорожняется, а во втором осушается. При переводе гидроаг- , регата из турбинного режима в насосный электрическую машину необходимо отключить от сети и включить электрическое торможение гидроагрегата до его полной остановки (л = 0), что требует длительного времени. После остановки можно подсоединять муфту и с помощью турбины вновь разгонять гидроагрегат.
Вариант 111. Соеденение валоп ДГ и Т жесткое, ДГ и Н через муфту ЗМ в сочетании с пусковой турбиной ПТ. Схема позволяет значительно сократить время пе-
ревода агрегата из турбинного режима в насосный, так как опорожненный насос можно заблаговременно разогнать с помощью пусковой турбины при расцепленной муфте. При синхронной частоте вращения муфта сцепляется и насос заполняется водой. При переводе гидроагрс1ата из тур- бшпюго режима в насосный и обратно электрическая машина остается подключенной к сети. Пуск в турбинном я насосном режимах, а также переключения из насосного режима в турбинный соответствуют варианту II при отжатой воде.
Вариант IV. Соединенно валов ДГ иТ жесткое, ДГ и Н через ЗМ в сочетании с гидравлическим пусковым преобразователем ПП, что обеспечивает разгон насоса с заполненной водой камерой. При синхронной частоте вращения, как и в варианте III, включается муфта и опорожняется преобразователь вращающего момента. Электрическая машина при переключении режимов остается подключенной к сети. Такое решение позволяет сократить время пуска н переключения до минимума, так как камера насоса всегда заполнена водой.
Вариант V. Соединение валов ДГ и Т через муфту ЗМ, ДГ и Н через муфту ЗМ в сочетании с гидравлическим пусковым преобразователем ПП. При такой компоновке для пуска и переключения не требуется опорожнения насоса и турбины, а потери на вращение в воздухе в турбинном, насосном режимах и режиме синхронного компенсатора минимальные. Таким образом, применяемые поя больших передаваемых мощностях зубчатые муфты могут присоединять насос как на остановленном гидроагрегате, так и на ходу. В последнем случае должна применяться пусковая турбина, обеспечивающая предварительный разгон осушенного насоса до синхронной частоты вращения. После синхронизации муфта присоединяет насос к валу гидроагрегата, работающего на холостом ходу, турбина осушается, а в насос, наоборот, подается вода, я гидроагрегат переходит в насосный режим.
ДИНАМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССОВ
И РЕЖИМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯОБРАТИМЫХ ГИДРОАГРЕГАТОВ ГАЭС
К динамическим показателям переходных процессов относятся максимальные и минимальные значения давления в напорных водоводах н в проточном тракте турбины, изменение частоты вращения гидроагрегата при внезапных отключениях от энергосистемы, условия пуска гидроагрегата в турбинный и насосный режимы работы. быстродействие по изменению нагрузки гидроагрегата и др. Указанные показатели переходных процессов определяются тремя группами факторов: ;
система, конструкция и параметры напорных водоводов;
характеристики к параметры обратимых насос-турбин н двигателей-генераторов;
режимы регулирования насос-турбин, т. е. зависимости изменения открытия или хода штока сервомотора направляющего аппарата во времени айЩ или ф(Л для насос-турбин одиночного регулирования (типа РОНТ) и дополнительно зависимости изменения угла установки лопастей рабочего колеса во времени <р(0 Для насос-турбин двойного регулирования (диагональных и осевых).
Система напорных водоводов ГАЭС для общего случая представлена на рис. 28.10. Все напорные водоводы разделяются на верховые (индекс <в>) и низовые (индекс <н>). Водоводы между открытым бьефом к уравнительным резервуаром называются деривационными. Напорные водоводы от гидромашины до уравнительного резервуара называются станционными. Станционные водоводы могут быть индивидуальными (леразветвленны- ми). на данной схеме такими являются низовые напорные водоводы, к разветвленными (групповыми), на данной схеме это верховые напорные водоводы.
Важным динамическим параметром является постоянная инерции (постоянная времени) системы напорных водоводов ГАЭС Г*-, с, определяемая выражением
Тw 1=3 Тwe 4* ТroR Ц- Тwaf (28.2) где Гае — постоянная инерции верховых напорных водоводов:
<28-3> 6^0 А-1 F»l
Т*е — постоянная инерция низовых напорных водоводов:
gH6 L-м FM<
Г»*-—постоянная инерции проточного тракта насос-турбнны от входного сечения спиральной камеры до выходного сечения отсасывающей трубы (условная длина L»y.
(28б) gHo L-t Ft{
В формулах (28.3) — (28.Б) Q» — расход турбинного или насосного режима; Яо —действующий напор с учетом гидравлических потерь. 1кЬ 1пь ku fek f*lt Гt( —длина участков и площадь сечения верховых, низовых водоводов и проточного тракта на- сос-турбины. Постоянную инерции Tw по (28.2) определяют для гидроагрегата, и при этом берутся длина к площадь сечения участков отдельных водоводов и участков, питающих несколько гидроагрегатов (например, /в1 и Fap /в2 и /^2 на рис. 28.10).
Рис. 28.10. Система напорных водоводов ГАЭС:
Lfl в—длина верхового деривационного водовода; УРВ — уравнительный/резервуар верховой; LB — длина верхового напорного станционного водовода; £н—длина низового напорного станционного водовода;
УРН — уравнительный резервуар низовой; £д<н—длина низового деривационного водовода
Характерным значением для данной ГАЭС служит постоянная инерции Г* для турбинного режима, причем берется Qo = Qp— расчетный (максимальный) расход, соответствующий расчетному напору Но = Нр; для насосного режима берется Qo = Qcp— средний расход, соответствующий среднему напору насосного режима
Я<.р — 0,5 кН и. макс 4-Ян. мни)*
Если длина водоводов отдельных гидроагрегатов разная, то будут разными н значения 7», тогда в качестве характерных принимаются наибольшие значения
Чем выше значения постоянной инерции Ге, тем сложнее динамические условия регулирования агрегатов ГАЭС. Ориентировочно считается, что система напорных водоводов малоинерционна при Tw ^ 2 с, среднеинерционна при 2 < 7» ^ 3,5 с и высокоинерцнонна при 7W > 3,5 с.
Оценка условий возникновения низкочастотных резонансных колебаний давления в напорных водоводах производится по обобщенному значению собственной частоты упругих колебаний fr, Гц, которая находится по формуле
fr-’v0^5. ,. (28.6)
напорных водоводов, и соответственно получают два значения собственной частоты:
Целесообразно находить и более высокие значения собственной частоты по участкам, особенно для разветвленных систем напорных водоводов.
Характеристики обратимых гидромаш ин должны определять необходимые показатели для всего диапазона режимов, через которые проходит гидромашина при переходных процессах. Обычно используются универсальные модельные четырехквадрантные характеристики, построенные в координатах л,, Q] и Alj и снятые в квазистационарных режимах.
На рис. 28.11—28.13 приведены полные универсальные четырехквадрантные характеристики обратимых радиалыю-оссвых насос-турбии типа РОНТ с расчетным коэффициентом быстроходности по турбинному режиму п, рд 250 при капоре порядка 100 м, п, « 160 пои напоре 150—200 м на л, « 100 при напоре до 600 м.
На универсальных характеристиках обратимых насос-турбин имеются области следующих режимов (рис. 28.14):
Разгонный . . . . л, = л^р; Л< = 0(пт = 0)
нлн по периоду собственных упругих колебаний
1г=\Цп
Турбинный . . .
Насосный . . . .
Л|р > л[ > 0; Qg > 0
^ < 0; Q^ < 0
где Ci — скорость распространения упругой волны по участкам трубопровода (способ определения приведен в гл. 12); 1< — длина участков, где значение ci остается неизменным. В (28.6) сумма определяется раздельно для верховых L» и низовых L*
Тормозной . . .
Насосный обратный
Режим противотока , . . . .
ni > ”IP: Qi > 0
"I > "iP: <?1 < о п; < 0; q; > О
Рис. 28.11. Четырехквадрантная характеристика гидромашнны типа РОНТ при л, = «250 об/мин, Dx = 357 мм
Нормальными рабочими режимами являются турбинный и насосный. Однако при переходных процессах гидромашина может работать и в других областях.
Необходимо обратить внимание на некоторые особенности свойств обратимых насос-турбин типа РОНТ, оказывающие влияние на условия регулирования обратимых агрегатов 1. При работе в турбинном режиме приведенный расход (пропускная способность) Qp как и для обычных РО турбин, в основном определяется открытием направляющего аппарата. Однако с повышением лр особенно в области разгонного и тормозного режимов, приведенный расход для данного открытия резко уменьшается. В связи с этим при выходе гидроагрегата в разгон, даже при неизменном открытии или при очень медленном закрытии направляющего аппарата, может возникнуть большой гидравлический удар в напорных водоводах.
Из сопоставления приведенных на рис. 28.11—28.13 характеристик видно, что интенсивность отмеченного снижения Q| для данного Оо при переходе из турбинного в тормозной режим увеличивается с уменьшением коэффициента быстроходности л«, и линин До могут иметь обратный уклон (dQj/dfl; > О). Появляется неоднозначность показателей: для данного значения а0 и Л| имеются два режима с различными значениями Qj и Mv Здесь условия регулирования неблагоприятны, так как возможно возникновение неустойчивости, сопровождающейся интенсивными пульсациями давления в проточном тракте (помпаж). Такая неоднозначность зависит, очевидно, от особенностей лопастной системы гидромашикы и может иметь место применительно к относительно низконапорным, быстроходным гндромашинам типа РОНТ.
В области насосного режима изменение открытия По незначительно влияет
Рис. 28.12. Четырехквадрантиая характеристика гидромашины типа РОНТ при п, = = 160 об/мин, Di = 358 ммРис. 28.12. Четырехквадрантиая характеристика гидромашины типа РОНТ при п, = = 160 об/мин, Di = 358 ммРис. 28.14. Области различных режимов гидромашины типа РОНТРис. 28.14. Области различных режимов гидромашины типа РОНТРис. 28.13. Четырехквадрантная характеристика гидромашины РОНТ при п, = = 100 об/мин, £>i = 465 ммРис. 28.13. Четырехквадрантная характеристика гидромашины РОНТ при п, = = 100 об/мин, £>i = 465 ммРис. 28.15. Коэффициент пропорциональности момента Ка,—0 при .о« = 0 для турбинного (/) и насосного (2) ■ направлений вращенияРис. 28.15. Коэффициент пропорциональности момента Ка,—0 при .о« = 0 для турбинного (/) и насосного (2) ■ направлений вращения
Рис. 28.12. Четырехквадрантиая характеристика гидромашины типа РОНТ при п, = = 160 об/мин, Di = 358 мм
Рис. 28.12. Четырехквадрантиая характеристика гидромашины типа РОНТ при п, = = 160 об/мин, Di = 358 мм
Рис. 28.14. Области различных режимов гидромашины типа РОНТ
Рис. 28.14. Области различных режимов гидромашины типа РОНТ
Рис. 28.13. Четырехквадрантная характеристика гидромашины РОНТ при п, = = 100 об/мин, £>i = 465 мм
Рис. 28.13. Четырехквадрантная характеристика гидромашины РОНТ при п, = = 100 об/мин, £>i = 465 мм
Рис. 28.15. Коэффициент пропорциональности момента Ка,—0 при .о« = 0 для турбинного (/) и насосного (2) ■ направлений вращения
Рис. 28.15. Коэффициент пропорциональности момента Ка,—0 при .о« = 0 для турбинного (/) и насосного (2) ■ направлений вращения
на приведенный расход Qj и только при очень малых значениях а, расход существенно изменяется. В связи с этим при пуске гидроагрегата в насосный режим и даже при медленном увеличении открытия о0 подача увеличивается очень быстро, что может вызвать значительный гидравлический удар в водоводах.
В области рабочего насосного режима регулирование подачи изменением открытия направляющего аппарата, как правило, не производится. Изменение а» осуществляется в основном в функции от действующего напора по условию поддержания наибольшего значения КПД. Необходимо также иметь в виду, что при отклонении режима от условий максимального КПД резко возрастают гидродинамические нагрузки на лопатки направляющего аппарата (пульсация давления и момента). Это неблагоприятно для эксплуатации и может привести к преждевременному выходу из строя элементов механизма регулирования.
Большое значение, в частности для условий пуска агрегата в насосный режим работы, имеет режим нулевого расхода (<?1=0) при насосном направлении вращения (л, < о). Сопоставление характеристик (см. рис. 28.11—28.13) показывает, что в широком диапазоне изменения коэффициента быстроходности этому режиму соответствует весьма узкий диапазон приведенной частоты вращения n, q_0 = 74 4- 82 об/мин. Для всех открытий а0 с приближением к насосному режиму Ql=*0 приведенный момент на валу Mt снижается и устанавливается минимальное его значение, причем с уменьшением а0 значение минимального момента убывает. Отмеченное свойство указывает па то, что при закрытии направляющего аппарата в процессе остановки гидроагрегата в насосном
режиме требуемая мощность двигателя снижается.
Особенно важно знать значение момента Mt при полностью закрытом направляющем аппарате (п0 = 0), так как в этих условиях может осуществляться синхронизация и включение двигателя в сеть. На универсальных характеристиках обычно линия а» = 0 не показывается, и определить искомый момент Мо „0 можно по формуле
Л1 = —(28.7)
Из (28.7) следует, что для данного режима (п(, М,) момент на валу пропорционален л1. Очевидно, и для а0 = 0 эта зависимость будет сохраняться, причем, поскольку в этих условиях напор не может оказывать влияния, должно удовлетворяться условие М|/(п|)2 “ Ка,-о “ const. Следовательно. на универсальной характеристике в координатах л(, М( линия ао = О представляет собой параболу. В итоге получаем
Мя.-0"Ка,_0п2О^ <28-8)
Здесь Кя<_0—кцэффицнент, Н-мип’/м*, если Af। выражается в Н/м3 и п, — в м'^/мип. Для обратимых гидромашиН типа РОНТ приближенные аначення Кя<_й для турбинного и насосного направлений вращения можно определить по графику на рис. 28.15 в функции от расчетного коэффициента быстроходности турбинного режима л,. Более точные .значения Кя,_0 должны задаваться вместе с универсальной характеристикой' обратимой гидромашины.
Для уменьшения требуемого пускового момента по (28:8) при необходимости применяют отжатие воды из полости рабочего колеса сжатым воздухом.
Наибольшее возможное значение напора н давления в верховых напорных водоводах (наименьшее в низовых) при пуске гидроагрегата в насосный режим ра-' боты и открытии направляющего аппарата ' зависит от напора Hq—o при нулевой
358
■ (28.11)■ (28.11)Рис. 28.16. Процесс сброса нагрузки с агрегатов высоконапорной ГАЭСРис. 28.16. Процесс сброса нагрузки с агрегатов высоконапорной ГАЭС
■ (28.11)
■ (28.11)
Рис. 28.16. Процесс сброса нагрузки с агрегатов высоконапорной ГАЭС
Рис. 28.16. Процесс сброса нагрузки с агрегатов высоконапорной ГАЭС
подаче и нормальной частоте вращения пи, который па основании (I.H) определяется выражением
(289)
'kni<?-o7
Согласно указанным на универсальных характеристиках (см. рис. 28.11 — 28.13) значениям п, q_0 и фактическим значениям Л] отношение напоров для РОНТ ^q_o/^cp~ = 1,25 4- 1,4, причем с ростом л$ это отношение увеличивается.
Характеристики обратимых гидрома- шни двойного регулирования (диагональных, осевых) для рабочих эксплуатационных режимов даются с сохранением оптимальной комбинаторной зависимости. Однако при регулировании и протекании переходных процессов эта комбинаторная зависимость нарушается из-за различной скорости перемещения лопаток направляющего аппарата и лопастей рабочего колеса, а также из-за изменения действующего напора, вызываемого гидравлическим ударом, и частоты вращения. В связи с этим для анализа условий регулирования и расчетов переходных процессов гидроагрегатов с обратимыми гидромашинами двойного регулирования должна быть задана серия полных универсальных (пропеллерных) характеристик Q, (я,, о0) и Л4, (л,, я0) для различных углов установки лопастей рабочего колеса ф (например, ф = = —10—5, 0, +5, +10, + 15”).
Постоянная инерции или постоянная времени вращающихся частей представляет важный динамический показатель обратимого гидроагрегата, оказывающий большое влияние на протекание переходных процессов, сопровождающихся изменением частоты вращения: пуски, процессы при сбросах нагрузки в турбинном режиме и потере привода в насосном. Постоянная инерции определяется для турбинного Тж. 1t с, и насосного Г«.,, с. режимов:
т-~з№’ (28|0)
где mD1 — маховой момент вращающихся частей гидроагрегата (ротор двигателя-генератора, рабочее колесо насос-турбины), т-м’; лт — номинальная частота вращения в турбинном режиме, об/мин; N-, — номинальная мощность в турбинном режиме при расчетном напоре, кВт;
т mD1 л2Т*‘* ” 365,5^
ИЛК
mD2 л;пн
*' " “ 358GQ„H, *
360
где лн — помипальпан частота вращении в насосном пл правлении (обычно лп = лт): Ац — мощность двигателя в насосном режиме, кВт: Q„. /7„ и 11„ — расход, м’/с. напор, м, и КПД в насосном режиме. Характерным является значение 7 а. „ для среднего напора.
Значения Г,.т и Та.н гидроагрегатов в обычных условиях составляют 7—10 с.
Иногда в качестве показателя инерционности гидроагрегата указывается значение махового момента mD2 (кг н* или тм5). Но, как видно из формул (28.10) н (28.11), он лишь частично характеризует инерционность гидроагрегата и в сравнениях может использоваться только при сохранении других факторов — мощности и частоты вращения.
Режим регулирования обратимых гидромашин выбирается исходя из оптимальных условий работы гидроагрегата и всего напорного тракта, получения наиболее благоприятных эксплуатационных показателей. При этом принимаются во внимание все виды переходных процессов (см. § 28.3), а также учитываются реальные характеристики и возможности системы автоматического регулирования и управления гидроагрегата.
При работе в турбинном режиме переходные процессы при пусках, изменениях нагрузки, сбросах нагрузки имеют много общего с аналогичными процессами агрегатов ГЭС (см. гл. 12). Отличия связаны со специфическими особенностями характеристик обратимых гидромашин. Например, коэффициент угона (для обратимых гидромашин) меньше, чем для турбин, и поэтому повышение частоты вращения при сбросах нагрузки в обратимых гидромашинах ниже даже при относительно большом времени закрытия направляющего аппарата (при Т, 25 4- 45 с).
Существенное воздействие могут оказывать помпажные зоны (неоднозначность Q, н А4, при данных а0 и л,), особенно при разветвленных водоводах. Показательным в этом отношении является переходный процесс при сбросе нагрузки высоконапорной ГАЭС, приведенный на рис. 28.16 (результат расчетов на ЭВМ). Два гидроагрегата, установленных па ГАЭС с обратимыми гидромашинами быстроходностью л, около 95 об/мин, мощностью по 300 МВт, имеют систему напорных водоводов, включающую напорный деривационный водовод длиной около 8 км, уравнительный резервуар, верховой станционный водовод длиной около 1500 м, разветвляющийся внизу к двум гидроагрегатам, отсасывающие трубы и низовые индивидуальные станционные водоводы длиной около 300 м каждый. Статический напор ГАЭС 610—545 м. Заглубление насос- турбин под уровень нижнего бьефа 54— 74 м. Для снижения гидравлического уда-
ра принято программное закрытие направляющего аппарата: после сброса нагрузки за 2 с происходит быстрое закрытие от 100 до 58 %, затем в течение 8 с дается выдержка, и после этого происходит равномерное закрытие до о« = 0 за 20 с (выход на холостой ход не показан). На рисунке приведен переходный процесс, когда оба гидроагрегата отключаются от сети, но закрывается направляющий аппарат только первого гидроагрегата, второй гидроагрегат (пунктирные линии) сохраняет постоянное открытие направляющего аппарата (выходит в разгон). После сброса нагрузки частота вращения повышается и на первом гидроагрегате достигает значения л/л0 = 1,35, а на втором-—значения разгонной частоты 1,4. В начальный период расход регулируемого гидроагрегата плавно снижается, расход нерегулируемого гидроагрегата сначала держится неизменным, а затем быстро падает, что соответствует моменту выхода в разгонный режим. Далее начинаются резкие колебания расхода обоих гидроагрегатов с амплитудой почти 50 % и с изменением знака расхода. Это свидетельствует о попадании гн- дромашипы в обратный насосный режим (см. рис. 28.14). Колебания расхода происходят в противофазе и при этом почти не затрагивают верховой напорный водовод. Эпюры изменения напора с верховой
Н'Що = 1 + V и с низовой сторон Н"1Н» = 1+5" гидромашины показывают, что в спиральной камере максимальный напор с учетом гидроудара составляет 1 +б' = 1,55 у обоих гидроагрегатов (т. е. при Но = 570 м, Н* = 883,5 м), за рабочим колесом отмечаются интенсивные пульсации давления (здесь только инерцноп- ная составляющая) с размахом I + £" до 0,2, т. е. 115 м, причем па 10-й секунде избыточное давление в регулируемом гидроагрегате падает почти до нуля.
Следует, однако, иметь в виду, что отмеченные явления пульсаций возникают только при наличии помпажной зоны на характеристике и особенно при разветвленных водоводах. В обычных случаях процессы сброса нагрузки протекают более плавно.
Потеря привода (внезапное отключение работающего в насосном режиме обратимого агрегата от сети) представляет собой переходный процесс, сопровождающийся интенсивными динамическими воздействиями. При этом в зависимости от условий регулирования насос-турбина проходит широкий диапазон режимов: насосный, противотока и турбинный, а в отдельных случаях может попадать и в обратный насосный режим.
Динамические показатели процесса потерн привода характеризуются графиками
' * 361
Рис. 28.17. Процесс потери привода агрегата ГАЭС
«а вис. 28.17, полученными расчетом на ЭВМ для гидроагрегата мощностью около 200 МВт (напор 90—ПО м, частота вращения Ли « 150 об/мин, Га. ■ » 9,85 с, напорные водоводы верховые, индивидуальные, Гев = 4,2 с). В данном случае режим закрытия направляющего аппарата Оу(0 принят равномерным с временем закрытия Г, = 40 с.
Сразу после отключения гидроагрегата частота вращения быстро снижается, в момент t » Гц®» 15 с проходит нулевое значение (х » л/л0 = 0) и переходит в турбинное направление вращения, причем максимум х » 1,15 достигается при / *= » Тя макс = 31 с, затем частота вращения уменьшается. Такое изменение частоты вращения связано с изменением момента на валу. Начальное значение относительного момента т -= М/Мо » 1,07 (Мд $= = 13,3 МН*м). После отключения гидроагрегата относительный момент на валу быстро уменьшается и при / »8,2 с достигает минимального значения mM„* = 0,25, что соответствует переходу насоса-турби- • ны в режим противотока. Далее момент увеличивается почти до начального значения при t » Гло, когда насос-турбина переходит в турбинный режим работы. Затем момент опять уменьшается, при / = * Тя мехе в 31 с проходит через нулевое значение m — 0 к переходит в зону m -< 0 (тормозной режим). Начальное значение подачи <7о “ QjQo » 0,8G (Qo = 226 м’/с). После отключения гидроагрегата от сети подача быстро снижается и при / » Tq»» *■ 8,2 с проходит нулевое значение, далее
меняет направление на турбинное и при t = 19 с достигает максимального значения q я* о,7. По мере закрытия направляющего аппарата q плавно снижается до нуля при Оо = 0. При изменении подачи изменяется и относительный напор 1 + $ = И1Н» во входном сечении спиралькой камеры. Начальное значение 14*6 ^ 1*05 (при Яо» » 100 м). Затем напор резко падает и к моменту / = Tqq = 8,2 с достигает минимального значения 1 4- Е = 0,38. Потом капор повышается, достигает максимального значения I+t"!»!» и после полного закрытия (оо » 0) создаются небольшие колебания давления с периодом /„ которые постепенно затухают.
Основными временными показателями процесса потерн привода являются Tqq — время до изменения направления расхода (переход из насосного режима в режим противотока), Г„о— время до изменения направления вращения (переход из режима противотока в турбинный), Те — время закрытия направляющего аппарата в насосном режиме.
Важным динамическим показателем является значение минимального напора при t=TqOl составляющее в данном случае 14-^» 0,38, т. е. напор в спиральной камере уменьшается на 62%.
РАСЧЕТЫ ПЕРЕХОДНЫХПРОЦЕССОВ ГИДРОАГРЕГАТОВ ГАЭСС ОБРАТИМЫМИ ГИДРОМАШИНАМИ
При проектировании ГАЭС расчеты переходных процессов проводятся в целях
определипя динамических показателей, основными пэ которых являются распределение давления с учетом гидравлического удара в верховых и низовых станционных водоводах и в пределах проточного тракта гидромашнны, изменение мастоты вращения гидроагрегата, время пуска, время перевода из одного рабочего режима в другой. скорость набора мощности в турбинном режиме и нагрузки в насосном. Важной задачей расчетов переходных процессов является выявление оптимальных режимов регулирования гндромашины. а в ряде случаев к корректировка конструктивных схем н размеров системы напор-, ных водоводов (например, оценка необходимости уравнительного резервуара), некоторых параметров гидроагрегата (например. значения маховых моментов).
Учитывая важность правильного определения динамических показателей переходных процессов агрегатов ГАЭС, на стадии проекта они должны устанавливаться по результатам полных расчетов, т. е. по математической модели с максимальным приближением к реальным условиям работы. На предварительных стадиях проектирования могут использоваться и приближенные, обобщенные методы определения динамических показателей.
Метод расчетов переходных процессов агрегатов ГАЭС с обратимыми гидромашинами в целом аналогичен методу расчетов агрегатов ГЭС (см. гл. 12), однако в ГАЭС имеются я специфические особенности, связанные с реверсивностью движения, более широким диапазоном и большим разнообразием видов переходных процессов.
Изменение давления в напорном тракте определяется расчетом гидравлического удара, который, как правило, выполняется на ЭВМ с учетом упругих деформаций воды и стенок водоводов одним из численных методов (метод характеристик, явный метод конечных разностей и др.). При этом •система дифференциальных уравнений (см. § 12.9) сводится к системе алгебраических уравнений, и искомое значение напора на шаге по времени Д/ для f-ro участка длиной It, на котором сохраняются неизменными значения с< и Ft можно найти кз выражений
^(Z+l) — hu 4-
+ *1^7 ^ll" Qa+n (,+до): <28Л2) Hi (<+до ” ни^ t*Vhu —
” "^7 ^w>1~ ^1 «+Д1))*(28-I2a)
где Н< (Z = 1, 2, .... m)— напор в сечении водовода, отсчитанный от условной плоскости сравнения 0—0, обычно от УНБ (рис. 28.18,а); с/— скорость распростране-
Рис. 28.18. К расчету гидравлического удара в напорных водоводах ГАЭС
ния волны гидравлического удара на ьм участке водовода площадью Fi; Qi— расход в сечении / водовода (считается положительным при турбинном режиме); hi — гидравлические потери па участке водовода //.
Значения Л, определяются по формуле
hi - K^iQi 1 Qi |,(28.13)
где Kui — коэффициент гидравлических потерь.
В некоторых случаях, когда длина напорных водоводов невелика (L/c<O,l), гидравлический удар можно определять без учета упругости (жесткий удар). При этом напор в сечении I водовода находится решением дифференциального уравнения
(28.14)
где Twu h<n— постоянная инерции напорного водовода по (28.3) или (28.4) и гидравлические потери на участке водовода от сечения 1 до сечения i, определяемые для расхода Qo и напора Н».
Для таких процессов, как сбросы нагрузки, отключение гидроагрегата, работающего в насосном режиме от сети (потеря привода), пуск гидроагрегата в турбинный и насосный режимы, необходимо учитывать изменение частоты вращения.
Дифференциальное уравнение вращения агрегата ГЛЭС имеет вид
Га ^ - = ntHT МдГ« (28.15)
где Г, = Та. г по (28.10) или Та = Тж.* по (28.11)—постоянная инерции вращающихся частей агрегата; х — относительное значение частоты вращения: х = л/ли; ткт и mxr— относительные моменты насос- турбины в двигателя-генератора, причем
т"та^ = (28.16)
Л10 — номинальный момент, соответствующий номинальным или начальным параметрам Not. лот н Noh, ^ок- а Л1НТ — момент насос-турбины, определяемый зависимостью
^нт “ Мнт (со, л. ^нт)» (28.17) которая находится по моментной универсальной характеристике насос-турбины (см. рис. 28.11—28.13) с помощью формул подобия (1.11) — (1.13), причем напор насоса- турбины определяется так:
Ннт™НтА-\ ^нт+ь (28.18) где Ят^^н Нжт+\— значения динамических напоров, определяемых из решения уравнений (28.12) для сечений (/= m+ + 1) верховых напорных водоводов и (i— = нт 4-1) низовых водоводов, граничащих с гндромашнной.
Момент двигателя-генератора Мхг при пуске в генераторный режим работы и после отключения от сети (сброс нагрузки и потеря привода) обычно принимается равным нулю. После синхронизации и включения в сеть М*г = Мит, что соответствует условию работы гидроагрегата с постоянной частотой вращения л == const в турбинном и насосном режимах. На процесс пуска гидроагрегата в насосный режим работы существенно влияет Afxr. При прямом пуске Мхг зависит от конструкции электрической части двигателя-генератора (с пусковой демпферной обмоткой, с массивными полюсами, комбинированная конструкция) и определяется видом характе- рнстикк асинхронного хода
Мдг” Мд^и, л). (28.19)
т. е. зависит в основном от напряжения U и частоты вращения п (скольжения). Если для пуска используется специальный асинхронный двигатель или применяется частотный пуск от статического преобразователя тока (в настоящее время обычно применяются статические тиристорные преоб
364
разователи), то Л1Д определяется их характеристиками.
Для решения системы уравнений (28.12) — (28.15) необходимо задать начальные и краевые условия. Начальные условия определяют стационарный режим всего тракта и гидроагрегата перед началом переходного процесса при t = 0, представляемый параметрами Н<(0), Н»^, Q(0), Л1(0), л(0).
Краевые условия фиксируют соотношения параметров па границах расчетных участков li. Для начального сечения верхового напорного водовода i = 1, Ht = = Но, аналогично для низового н1=1, H«t = Н«о — const.
В месте изменения диаметра водовода (рис. 28.18,6) краевые условия Hi = Нц; 41 = Qu.
В месте разветвления водовода (рис. 28.18, в) Нi = Ил = Н/а = ...; Qi — -(Q/i + Q<2+ ...) = 0.
Важное значение имеет краевое условие, определяемое гилромашиной. Для точного и полного его представления используется четырехквадрантная универсальная характеристика насос-турбины (см. рис. 28.11—28.13). Момент определяется по (28.17). Расход в граничных с гидро- машиной сечениях напорных водоводов — верховного I = т + 1 и низового и/ » = нт + 1 — определяется в соответствии с (1.12) формулой
Qm-H ^кт-Н =Qid2^кт’ (28.20)
причем Н*г находится по (28.18).
Соотношение (28.20) соответствует условию, когда в пределах напорного тракта гидромашины не происходит разрыва сплошности потока. В противном случае Qm+i ^ Qh m + b
Для полноты расчетов можно учитывать и инерцию потока в проточном тракте самой гндромашнны, тогда часть тракта, включающую спиральную камеру и статор, относят к верховому водоводу, а отсасывающую трубу и полость рабочего колеса— к низовому. Приведение длин производится в соответствии с (28.5).
Замыкание системы уравнений при расчетах переходных процессов осуществляется заданием режима регулирования гидромашины, представляющего зависимость изменения открытия направляющего аппарата во времени во(О или хода сервомотора ф(0- В последнем случае задается и кинематическая связь Со(ф)- Для насос- турбнн двойного регулирования (диагональных я осевых) дополнительно должен задаваться режим изменения угла установки лопастей рабочего колеса.
Представленная система уравнений и характеристик является математической моделью обратимых агрегатов ГАЭС вместе с системой напорных водоводов. Ее решение и анализ могут выполняться раз-
100150200 п,.об/мин 100150 Л,«об/мина)5)100150200 п,.об/мин 100150 Л,«об/мина)5)100150200 л^об/мик 100150Л51 об/мин8)г?100150200 л^об/мик 100150Л51 об/мин8)г?Рис. 28.19. Обобщенный график показателей переходного процесса при выходе агрегата ГАЭС с гидромашиной РОНТ в разгон:тхР»-TxpwРис. 28.19. Обобщенный график показателей переходного процесса при выходе агрегата ГАЭС с гидромашиной РОНТ в разгон:тхР»-Txpw
100150200 п,.об/мин 100150 Л,«об/мин
а)5)
100150200 п,.об/мин 100150 Л,«об/мин
а)5)
100150200 л^об/мик 100150Л51 об/мин
8)г?
100150200 л^об/мик 100150Л51 об/мин
8)г?
Рис. 28.19. Обобщенный график показателей переходного процесса при выходе агрегата ГАЭС с гидромашиной РОНТ в разгон:
тхР»-Txpw
Рис. 28.19. Обобщенный график показателей переходного процесса при выходе агрегата ГАЭС с гидромашиной РОНТ в разгон:
тхР»-Txpw
.личными способами. Наиболее широкие возможности дает использование ЭВМ.
Могут использоваться табличные с вычислениями на программируемых микрокалькуляторах и графические способы расчетов переходных процессов, особенно для относительно простых схем.
Предварительная оценка параметров переходных процессов и условий регулирования обратимых агрегатов ГАЭС может производиться по графикам и формулам Н. Н. Аршеневского, построенным на основании обобщения результатов многочисленных расчетов в широком диапазоне показателен.
На рис. 28.19 даны графики, характеризующие процесс выхода гидроагрегата в разгон. Этот процесс, протекающий при постоянном открытии направляющего аппарата, важен не только как возможный аварийный случай, но и как показатель специфики обратимых гидромашнн. Графики построены для насос-турбин типа РОНТ при полном открытии а = 1 (а — •относительное открытие, а ■= ап!а^, где
Пор — расчетное открытие). Они позволяют определить значения наибольшей относительной частоты вращения (рис. 28.19, а):
•*макс * Лцжкс//1Н, (28.21)
максимального повышения напора (И- Еыакс) (рис. 28.19, б) и наибольшего понижения напора (— £Н1КС) (рис. 28.19, в):
где АН — инерционное изменение напора (гидравлический удар) в напорных водоводах; К» — начальный напор. Кроме того, даются значения временных показателей TXITW и TX}TW (рис. 28.19,6)— времени достижения максимальной частоты вращения и максимума положительного удара. Все эти параметры даны в функции от расчетного коэффициента быстроходности в турбинном режиме па, определяемого по формуле (1.15).
Графики показывают, что на параметры процесса разгона кроме типа гидромашнны (быстроходности л#) большое влияние ока- вывают постоянные времени TwfTK. Напри-
Рис. 28.20. Графики воказателей процесса сброса полной нагрузки с агрегата ГАЭС с гидромашиной РОНТ (nt « 250 об/мин, <2,0*=569 л/с, Л|0 = 94,5 об/мин, Af[0 = = 500Н-м)
Рис. 28.21. График показателей процесса сброса полной нагрузки с агрегата ГАЭС с гидромашнной РОНТ (л$ => 160 об/мин, Q'0=:275 л/c1 л,0 =91 об/мин, А1|0« = 220 Нм)
мер, для л, «200 об/мин, если при Г® = *• 0, 4-хМ1Кс ” t*24* 10 ПРН ^«/Ге”0,4, 4-хиакс« М5, т. е. максимальная частота вращения может значительно . превысить статический разгон.
Показатели переходных процессов при сбросах нагрузки в турбинном ^режиме и закрытия направляющего аппарата с постоянной скоростью за время Г, могут быть определены по графикам на рис. 28.20 (л, — 250), рис. 2811 (л, «165) и рис. 28.22 (л, «= 100). Графики построены в относительных координатах Г*/Г, для сброса полной нагрузки (указаны начальные значения QI0, л, ■ М10) я позволяют находить значения $—относительное общее инерционное изменение давления (гидравлический удар) всего напорного тракта и (х—1)—относительное максимальное повышение частоты вращения агрегата. Если имеется верховой и низовой станционные водоводы (£« и Ля, рис. 28.10), то гидравлический удар распределяется на Ь > 0 к Еж < 0, прячем
|Ев|4-|Ы~& Цв1/Гюв +
+ 1Ы/Гт«Е/Гю. (28.22)
Пример использования графиков. Исходные данные: Я» «100 м; л» «250; Т,« 10 с; Т* «5,0 с Гв/Та —0,5. Требуется определить Г* ври котором гидравлический удар не превышает значения
ДЯ = 35 м. Принимая Г, = 10 с, имеем TWIT8 «0,5. По графику рис. 28.20 х — 1 = = 0,47; х = 1,47; $ = 0,85; ДУ/ « 85 м. Удар слишком велик. Увеличиваем время закры-
Рис. 28.22. График показателей процесса сброса полной нагрузки с агрегата ГАЭС с гидромашнной РОНТ (лж « 100 об/миш q'o » 110 л/с, л,0 = 89,5 об/мин, Af Jo « «980 Н-м)
тия до 7, = 30 с. Для этих условий TW]T5^ = 0,167; х-1—0,49; х = 1.49; £ — 0,31; Д// е—31 м. Удар уменьшился почти в три раза, а повышение частоты вращения возросло всего на 2 %.
Анализ приведенных графиков позволяет установить и некоторые общие закономерности. Так, повышение частоты вращения при сбросах нагрузки в основном определяется значением постоянной времени гидроагрегата 7, (точнее, отношением Тж/Тл) и мало зависит от времени закрытия Т». Более существенно Т, влияет на значение гидравлического удара, причем для л, < 160 (рис. 28.22 н 28.23) существенное влияние 7, проявляется в зоне TwITt > 0,1 4- 0,2, т. е. при относительно быстром закрытии.
Процесс потери привода, возникающий после отключения от сети агрегата ГАЭС, работающего в насосном режиме, как видно из рис. 28.17, характеризуется широким диапазоном изменения расхода, частоты вращения, давления во всем напорном тракте и др. Установлено, что основные временные показатели процесса потери привода— время снижения расхода до нуля Tqo и время уменьшения частоты вращения до нуля Гло — мало зависят от типа насос-турбины и от времени закрытия направляющего аппарата, если оно не слишком мало. Приближенную оценку их значений можно производить по обобщенным зависимостям следующего вида:
rQ0 - (1,34 + 1,75) Г..„^(VVJ1; 1
^no G (2-* + 2,9) Г, „ ^^„/7",„,J
(28.23)
в которых Twn определено по (28.4) и 7V„ —по (28.11).
Важным является вопрос о выборе времени закрытия направляющего аппарата Т, при потере привода. Чрезмерное уменьшение 7, может приводить к резкому падению давления в верховом водоводе и образованию опасного вакуума, вплоть до разрыва сплошности потока. Увеличение It приводит к попаданию гидромашины в режим противотока, неблагоприятный из-за повышенной нестационарности (пульсации,, вибрации), а затем и в турбинный режим работы. Рекомендуется для случая потери привода принимать минимальное значение 7,, но допустимое по условию, чтобы в водоводе не возникал опасный вакуум. Можно ориентироваться на соотношение
^>^о + (2 + 2,5)Ь-, (28.24) св
где L,—длина верхового напорного водовода (см. рис. 28.10), cs — скорость распространения волны гядроудара в водоводе.
В указанных условиях наибольшее инерционное изменение давления при потере привода (гидравлический удар) мало зависит от 7, и типа гидромашины н приближенно определяется зависимостью
I = - (0,63 4-0,85) ^Г^/тТ. (28.25)
Значение | относится ко всему напорному тракту. В связи с этим при наличии: и низового напорного водовода\| надо разделить на две части Ь и |я (знак £, обратен знаку £я) в соответствии с формулой (28.22).
Приведенные обобщенные зависимости рекомендуется использовать на предварительных стадиях проектирования ГАЭС, а также при анализе полученных результатов полных расчетов переходных процессов.
Глава 29
ГИДРОАГРЕГАТЫ ПЭС
РАЗВИТИЕ КОНСТРУКЦИИГИДРОАГРЕГАТОВ ПЭС
К числу перспективных направлений по использованию возобновляемых в природе и неиссякаемых источников энергии (энергии рек, солнца, ветра, геотермальной и др.) относят и использование энергии приливов-отливов.
Первые гидросооружения, использующие энергию приливов-отливов (приливные мельницы, силовые установки для лесопилок и другие), появились в XI веке сначала в Англии, затем во Франции, Китае, России.
Приливные гидросооружения располагались у небольших заливов, имеющих зауженные проливы, соединяющие заливы с
морем. Бассейны отделялись от моря дамбами со шлюзами. В период прилива шлюзы открывались, а в начале отлива закрывались, отсекая от моря воду в бассейне с большим уровнем воды. Запасенная вода срабатывалась, приводя во вращение водяное мельничное колесо. Существовали приливные установки и других типов, например использующие кинетическую энергию приливного течения.
Позднее с возникновением электродвигателей и возрастанием потребности в электрической энергии стали строиться малые приливные электростанции (ПЭС), в частности в Китае. Первые гидроагрегаты малых ПЭС выполнялись с упрощенным турбинным рабочим колесом, обеспечивающим получение единичной мощности
гидроагрегата в несколько киловатт. Со временем конструкция гидроагрегатов совершенствовалась, увеличивались их единичная мощность и размеры гидросооружений.
Постепенно от гидроагрегатов с вертикальной осью перешли к горизонтальным прямоточными и полупрямоточным гидро- машинам.
Наиболее эффективное использование энергии приливов-отливов достигается при оснащении ПЭС гидроагрегатами, обеспечивающими работу в шести режимах при двух направлениях движения воды: прямых и обратных турбинных (ПТ и ОТ), прямых и обратных насосных (ПН и ОН), прямых и обратных холостых пропусков воды (ПП и ОП). Однако применяются н другие типы гидромашнн, эксплуатируемые при одностороннем направлении движения воды.
Развитие и совершенствование конструкции, так же как и создание проточных частей гидроагрегатов ПЭС, происходило под влиянием создания и освоения гидротурбин для речных гидроэлектростанций. В процессе этого развития гидро- турбостроительные фирмы выявили целесообразность применения на нпзконапор- ных ГЭС (с напорами до 25 м), а затем на ГАЭС и на ПЭС горизонтальных осевых гидроагрегатов: прямоточных и полу- прямоточных шахтных и кйпсульных.
Осевые горизонтальные гидроагрегаты обладают рядом преимуществ перед вертикальными при использовании на низкие напоры: более высокий КПД в широком диапазоне изменения напоров и мощности; большая пропускная способность (на 20—30 %), что позволяет получать заданную мощность гидротурбк-
ГЭС и ПЭС (страна)
Число гидроагрегатов
Режимы работы
Колебания напоров (режим работы), м
Номинальные параметры
Диаметр рабочего колеса.
м
Частота вращения, об/мин
Год ввода в эксплуатацию
Напор, м
Расход, м'/с
Мощность. МВт
Камбейрак (Франция)
1
ПТ, ОТ, ПН ОН, ПП, ОП
3—10,75 (ПТ ОТ) ПН и ОН от 1 до 3
10,75
55
5,15
3.1
150
1957
Аржанта (Франция)4
1
пт, пн
пт от 9,5 до 16,5
16.5
95,5
14,4
3,8
150
1958
-Сен-Мало (Франция)
1
пт. от, пн
ОН, ПП, ОП
ПТ и ОТ от 1 до 1 1
ПН и ОН от 1 ДО 6
4,8
310
9,0
5,8
88,2
1959
Ранс (Франция)
24
пт, от, пн
ОН, ПП, ОП
ПТ и ОТ от 1 до 11
ПН и ОН от 1 до 6
5,75
283
10,0
5,35
93,75
1966
Кислогуб- ская (СССР)
1
пт. от, пн
ОН, ПП, ОП
ПТнОТ от 0.25 до 2,5
ПН и ОН от 0 до 1,3
1,3
52
0,4
3,3
72/600 *
1968
Аннаполис (Канада)
1
ПТ, ПП
ПТ от 4 до 7,1
5,5
408,2
17,6
7,6
50
1983
Кольская
(СССР)
2
пт, от, пн
ОН, ПП, ОП
ПТ и ОТ от 2,5 до 8,0
ПН и ОН от 0 до 1,5
3,89
641
18,3
10,0
41,7
Проект
Таблица 29.1. Основные
гидромашин ГЭС и ПЭС
параметры крупных горизонтальных
•В знаменателе — частота вращения двигателя-генератора.
ны с меньшим диаметром рабочего колеса; более высокая частота вращения, вследствие чего снижаются масса генератора и его стоимость; прямолинейные каналы проточной части, что даст возможность строить гидросооружения из сборных блоков индустриальными методами; меньшие габариты проточной части и,относительно небольшие заглубления, что снижает объем и стоимость строительных работ; более высокие кавитационные показатели.
От предложения американца Л. Харза (патент 1924 г.) располагать ротор генератора на периферии лопастей рабочего колеса и создания первой прямоточной гидротурбины мощностью 1,84 МВт для ГЭС Гиссен (1938 г., фирма «Эшер Висс») до крупнейшей в мире гидротурбины «Страфло» мощностью 20 МВт для ПЭС Аннаполис (1983 г., фирма «Эшер Висс») [61] — таков путь развития и совершенствования прямоточных гидротурбин, предпочтение которым в настоящее время отдают в Швейцарии, ФРГ.
Во Франции, Швеции, СССР и других странах совершенствовались конструкции капсульных гидроагрегатов.
Созданию фирмой «Нейрпик» для ПЭС Ранс (Франция) современных насос-тур- бпн двустороннего действия, эксплуатируемых в шести режимах (ПТ, ОТ, ПН, ОН, ПП и ОП), предшествовали обширные исследования и отработка опытных модельных и натурных гидроагрегатов, в частности, на ГЭС Камбейрак, Аржанта н ПЭС Сен-Мало.
Параметры гидромашин для этих и некоторых других ГЭС и ПЭС приведены в табл. 29.1.
Отметим, что на ПЭС могут применяться не только насос-турбины двустороннего действия, но и гидротурбины одностороннего действия, как это сделано, например, на ПЭС Аннаполис.
Развитие горизонтальных гидротурбин в СССР начиналось с разработки опытной горизонтальной прямоточной гидротурбины для Ортачальской ГЭС, полупрямоточной шахтной гидротурбины, эксплуатируемой на Камской ГЭС, капсульных гидротурбин для Киевской и других ГЭС [60]. В настоящее время в СССР накоплен большой опыт проектирования и изготовления капсульных гидроагрегатов, устанавливаемых также и на зарубежных ГЭС (см. т. 2, гл. 10. 11).
Имеющийся отечественный и зарубежный опыт освоения гидротурбин и насос- турбнн создает основу для изготовления новых, более крупных гидроагрегатов для проектируемых перспективных ПЭС.
ГИДРОАГРЕГАТЫ ПЭС СЕН-МАЛО И РАНС
Гидроагрегат ПЭС Сен-Мало был установлен в 1959 г. в старом шлюзе, соеди
нявшем приливной бассейн с морем. Гидроагрегат имеет консольное поворотнолопастное рабочее колесо с 4 лопастями. Направляющий аппарат конический с 24 лопатками без резиновых шнуров уплотнения по торцам. Управление осуществляется посредством регулирующего кольца, приводимого в движение двумя масляными сервомоторами.
Опорные элементы конструкции включают статор с 12 колоннами (о тонких литых и 4 полых сварных), 4 предварительно напряженных растяжки капсулы, проходную колонну. Статорные колонны перпендикулярны осн турбины. Проходная колонна используется для пропуска шинопроводов, для обеспечения доступа в головную часть капсулы и для размещения бака-охладителя масла. Диаметр капсулы составляет 0,86 Ох.
Генератор и опорный подшипник гидротурбины консольно крепятся к статору. Подпятник закреплен на крестовине, жестко закрепленной в капсуле. Генератор синхронный, двустороннего вращения, при насосных режимах работает как асинхронный двигатель. Генератор оборудован принудительной аксиальной системой охлаждения. Ротор охлаждается воздухом, нагнетаемым вентилятором. Применение сжатого воздуха делает невозможным доступ в капсулу при работающей машине. Тепловые потери статора уносятся потоком воды, омываемой капсулу.
Для обеспечения работы во всех эксплуатационных режимах (табл. 29.1) на гидроагрегате ПЭС Сен-Мало впервые было применено рабочее колесо с S-образной формой профиля лопасти. Это позволило уменьшить диапазон изменения угла установки лопастей (до 45 вместо 230°), упростить конструкцию рабочего колеса, обслуживание и обеспечивало осуществление плавного перехода из одного режима в другой без отключения генератора даже при перемене направления вращения.
Гидроагрегат ПЭС Сен-Мало испытывался в качестве прототипа Гидроагрегатов большой серии для ПЭС Ранс (рис. 29.1), сооруженной вблизи города Сен-Мало на побережье пролива Ла-Манш (Франция). На ПЭС установлены 24 насос-турбины двустороннего действия. При сохранении общей компоновки гидроагрегата, сходной с ПЭС Сен-Мало, на гидроагрегатах ПЭС Ранс уменьшен диаметр капсулы до 0,8 Оь увеличена единичная мощность с 9 до 10 МВт при уменьшении диаметра рабочего колеса с 5,8 до 5,35 м. Сервомотор рабочего колеса перенесен в корпус рабочего колеса, что позволило уменьшить длину консоли. Колонны статора расположены под углом 65е к оси гидромашипы.
В гидроагрегате ПЭС Раис улучшены условия обслуживания, облегчен демонтаж отдельных деталей и укрупненных узлов — без осушения проточной части можно про-
109816109816Рис. 29.1. Гидроагрегат ПЭС Ранс:Рис. 29.1. Гидроагрегат ПЭС Ранс:/ — проходная холодна; 1 — растяжка: 3 — статор: Т—направляющий аппарат; 5 — рабочее колесо;: ( — дал; 7 —подшипник, совмещенный с двусторонним подпятником: а — двигатель-генератор; 9 — подшипник: )0 — вентилятор/ — проходная холодна; 1 — растяжка: 3 — статор: Т—направляющий аппарат; 5 — рабочее колесо;: ( — дал; 7 —подшипник, совмещенный с двусторонним подпятником: а — двигатель-генератор; 9 — подшипник: )0 — вентилятор
109816
109816
Рис. 29.1. Гидроагрегат ПЭС Ранс:
Рис. 29.1. Гидроагрегат ПЭС Ранс:
/ — проходная холодна; 1 — растяжка: 3 — статор: Т—направляющий аппарат; 5 — рабочее колесо;: ( — дал; 7 —подшипник, совмещенный с двусторонним подпятником: а — двигатель-генератор; 9 — подшипник: )0 — вентилятор
/ — проходная холодна; 1 — растяжка: 3 — статор: Т—направляющий аппарат; 5 — рабочее колесо;: ( — дал; 7 —подшипник, совмещенный с двусторонним подпятником: а — двигатель-генератор; 9 — подшипник: )0 — вентилятор
изводить замену вкладышей и дифлекто- ров подшипников, элементов уплотнения, роторных полюсов, вспомогательного оборудования и др.
Испытания и последующая многолетняя эксплуатация гидроагрегатов ПЭС Ранс показали высокие эксплуатационные свойства капсульных гидроагрегатов и эффективность использования.
НАСОС-ТУРБИНА КИСЛОГУБСКОИ ПЭС
Опытная Кисдогубская ПЭС сооружена в губе Кислой вблизи г. Мурманска. Оборудована одним гидроагрегатом, изготовленным французской фирмой «Нейр- пнк». Строительство здания ПЭС осуществлялось наплавным способом. Блок изготавливался в строительном доке, транспортировался иа плаву к месту погружения на основание и там заполнялся балластом для обеспечения устойчивости против всплытия и сдвига. Гидроагрегат предка- , значен для эксплуатации в шести режимах (табл. 29.1) и установлен капсулой в сторону бассейна (верховое расположение капсулы для прямых режимов работы).
Г идроагрегат Кнслогубской ПЭС (рис. 29.2) выполнен с проточной частью, в основном подобной проточкой части гидроагрегатов ПЭС Ранс. Консольное поворотно-лопастное рабочее колесо, имеющее четыре лопасти, обеспечивает в данной проточной части достаточно эффсктив-
370
ную работу (с высокими значениями КПД), как в турбинном, так и в насосном режимах. На рис. 29.3 приведена универсальная характеристика модели насоса-турбины для четырех режимов работы, полученная на основе гарантированной эксплуатационной характеристики.
Ротор генератора соединен с ротором рабочего колеса посредством специальной зубчатой муфты я планетарного мультипликатора, повышающего частоту вращения с 72 до 600 об/мин. Диаметр корпуса рабочего колеса составляет d„ = O,434Di. В корпусе рабочего колеса размещены элементы привода лопастей, в обтекателе — сервомотор рабочего колеса.
Направляющий аппарат конический с 20 лопатками слабонзогпутого профиля; одна поверхность лопатки плоская. Лопатки посредством рычагов и серег соединены с регулирующим кольцом, управляемым двумя сервомоторами.
Статор имеет 10 колони, из которых 3 колонны выполнены утолщенными и полыми, используются для проводки трубопроводов. К капсуле, имеющей максимальный диаметр 0,8£>|, примыкают две утолщенные колонны: одна из них служит для обеспечения доступа в головную часть капсулы, другая колонна опорная, служит для обеспечения большей устойчивости и жесткости конструкции и для размещения в ней сливного масляного бяка.
Наибольшая ширина подвода составляет 1,6Д|, что меньше принимаемого для
Рис. 29.3. Универсальная характеристика насоса-турбины Кислогубской ПЭСРис. 29.3. Универсальная характеристика насоса-турбины Кислогубской ПЭСРис. 29.4. Гидротурбина «Страфло»Рис. 29.4. Гидротурбина «Страфло»
Рис. 29.3. Универсальная характеристика насоса-турбины Кислогубской ПЭС
Рис. 29.3. Универсальная характеристика насоса-турбины Кислогубской ПЭС
Рис. 29.4. Гидротурбина «Страфло»
Рис. 29.4. Гидротурбина «Страфло»
типовых капсульных гидротурбин, ширина подвода для которых принимается в пределах (1,9 4- 2,25)Р|. Общая длина проточной части составляет примерно ЮО|.
Ротор рабочего колеса опирается на два подшипника, из которых один, расположенный со стороны мультипликатора, совмещен с подпятником. Подпятник имеет вкладыш, на который опираются два диска качающихся сегментов. Между ними расположен маслоприемник, питающий сервомотор рабочего колеса. Уплотнение рабочего колеса угольное. Гидроагрегат выполнен с раздельной смазкой подшипниковых узлов, осуществляемой самотеком.
Мультипликатор соосного типа, одноступенчатый с тремя планетарными шестернями и встроенным механизмом расцепления и сцепления (муфтой). Смазка и привод муфты осуществляются специальными насосами.
Синхронный двигатель-генератор с воздушным замкнутым охлаждением опирается на два роликовых подшипника. Ротор снабжен дисковым тормозом, состоящим из двух пневматических домкратов.
Питание маслом системы управления осуществляется маслонапорной установкой. Давление масла в системе 4 МПа. Компрессорная установка используется для зарядки котла маслонапорной установки и для поддержания давления 1 МПа в ресивере торможения. Для смазки турбинного подшипника во время пуска и остановки гидроагрегата имеются пусковые насосы, создающие давление 2 МПа.
Гидроагрегат нс имеет регулятора скорости, не может работать в турбинном режиме без связи с системой. Управление гидроагрегатом осуществляется посредством пускоостанавлиоаюшего устройства. Регулирование осуществляется через блок управления лопастями и следящую систему, управляющую открытием направляющего аппарата. Комбинаторная связь обеспечивается при прямом турбинном и обратном насосном режимах. В остальных режимах направляющий аппарат блокируется в положении полного открытия (о, = 100°).
Углы установки лопастей изменяются для различных режимов в пределах от —3 до +37°.
ГИДРОТУРБИНА «СТРАФЛО»
Приливная электростанция Аннаполис [61], построенная в заливе Фанди на канадском побережье, оснащена опытной гидротурбиной «Страфло» (рис. 29.4). Турбина «Страфло» представляет собой разновидность прямоточной гидротурбины, отличие от которой заключается в применении гидростатических уплотнений 7 (вместо обычных манжетных), обеспечивающих повышение надежности от проникновения протечек в область генератора и к турбинным подшипникам через зазоры между вращающимися и неподвижными частями [62]. Гидротурбина, разработанная фирмой «Эшер Висс» (Швейцария), была изготовлена в Канале и введена в эксплуатацию в 1983 г. При строительстве ПЭС Анпапо-
лис была использована существующая плотина, предназначенная для защиты поймы реки, впадающей в залив, от подтопления приливом во время речного паводка [61].
Направляющий аппарат 2 конический с 18 лопатками, регулируемыми посредством системы поворота и регулирующего кольца, управляемого двумя сервомоторами. Рабочее колесо 4 выполнено с четырьмя неповоротными лопастями, приваренными к наружному ободу рабочего колеса. К ободу прикреплены полюсы ротора генератора.
Вал опирается на два подшипника. Верховой подшипник 8 выполнен совмещенным с подпятником, низовой б расположен в низовом неподвижном обтекателе, опирающемся на трехколонный выходной статор 5. Подшипники выполнены обычного гидродинамического типа с вкладышами. При пуске и остановке к подшипникам подводится масло под давлением. При нормальной эксплуатации Смазка осуществляется системой обычной масляной смазки и охлаждения.
Между корпусом рабочего колеса и неподвижными частями (обтекателями), а также между ротором и статором генератора имеются гидростатические уплотнения 7. Доступ к верховому подшипнику осуществляется через шахту /, выполненную в
центральном бетонном бычке, соединяющемся с капсулой и разделяющем подвод на два канала.
Уплотнения обода ротора находятся в специальном кожухе, располагаемом вокруг корпуса гидротурбины, протечки через уплотнения отводятся по трубам в дренажный колодец. Для смазки гидростатических уплотнений подается под давлением отфильтрованная вода. Имеются и ремонтные уплотнения (резиновые шланги, заполняемые воздухом под давлением).
Защита от коррозии узлов и деталей гидротурбины и генератора, находящихся под воздействием соленой морской воды и влажного морского воздуха, обеспечена антикоррозийными материалами и защитными покрытиями. Лопасти рабочего колеса выполнены из нержавеющей стали, поверхности корпуса рабочего колеса и обода ротора облицованы нержавеющей сталью. Для предотвращения коррозии других элементов конструкции (кроме защитных покрытий) установлена система катодной защиты. Генератор 3 с максимальной мощностью 21,25 МВт, частотой 60 Гн имеет максимальный диаметр по кожуху 10 м (1,32О|). Для обеспечения доступа к ротору, статору я рабочему колесу во время ремонта статор сдвигается по рельсам в осевом направлении.
Рис. 29.5. Вертикальным и горизонтальный разрезы по зданию ПЭС Аннаполис: /—гидротурбина «Страфло»; 2 — бычок в отсасывающей трубе; J — бычок в подводе (с шахтой)
Отсасывающая труба гидроагрегата ПЭС Аннаполис (рис. 29.5) выполнена с прямоугольным выходным сечением (l,45Vi X L84Dj), разделенным бычком. Ширина подвода 2Du общая длина проточной части около 6D|. Отметим, что для турбины капсульного типа общая длина проточной части принимается (9—10,5)£)|. Более короткая проточная часть создает основное преимущество прямоточных гидротурбин. В случае использова-' ння прямоточных гидроагрегатов в качестве насос-турбин это преимущество сводится к минимуму. Из-за необходимости обеспечения двусторонней работы длины подвода н отвода становятся соизмеримыми.
Другим преимуществом гидроагрегата «Страфло> перед капсульными является ббльшая масса генератора и, следовательно, ббльшая инерционная постоянная ротора, что облегчает регулирование гидроаг
регата, в том числе и при работе на изолированную нагрузку.
Недостатки прямоточной гидротурбины заключаются в сложности конструкции, необходимости выполнения многократной системы уплотнений для обеспечения надежности предотвращения проникновения воды в генератор, сложности обеспечения поворотности лопастей рабочего колеса, более низких энергетических показателей, меньшей пропускной способности и более низкого КПД из-за наличия вращающегося наружного обода рабочего колеса, толстого входного бычка (шахты) и особенно выходного статора. Применение пропеллерного рабочего колеса делает эти гидротурбины недостаточно эффективными при эксплуатации с переменными нагрузками. Применение на ПЭС гидротурбины одностороннего действия также несколько снижает эффективность использования при- ливной энергии. Гидроагрегат эксплуати-
рустся о турбинном режиме При отливе, когда уровень отсеченной (при приливе) в бассейне воды начинает превышать уровень поды в морс.
На ПЭС Аннаполис предполагается во время прилива пропускать воду из моря в бассейн как через водопропускные отверстия, так п через гидроагрегат. Водопропускное сооружение имеет два пролета размером 9,2 X 7,3 м, перекрываемых затворами, н рыбоход размером 8X7,3 м.
Управление ПЭС и затворами сооружения осуществляется дистанционно.
ПРОЕКТИРОВАНИЕОБОРУДОВАНИЯ КОЛЬСКОЙ ПЭС
Использование энергии приливов встречает ряд трудностей, связанных с периодическим характером мощности, с низкими напорами па Г1ЭС, а также с высокими удельными стоимостью, металлоемкостью и трудоемкостью изготовления гидроагрегатов.
Тем не менее интерес к использованию приливной энергии в мире все более возрастает. Разрабатываются проекты строительства ПЭС на побережьях Австралии, Великобритании, Индии, КНР, СССР [63^.
В СССР рассматриваются возможности строительства Мезенской ПЭС в одноименном заливе Белого моря, Пенжинской и Тугурской ПЭС в заливе Охотского моря. Сооружению этих и других ПЭС, требующих большого числа гидроагрегатов, должно предшествовать строительство -опытной Кольской ПЭС в Ивановском заливе Баренцева моря.
Ометнм, что максимальная амплитуда приливов на побережьях СССР, особенно на побережье Белого моря, ниже, чем в створах действующих ПЭС Франции и проектируемых ПЭС в других странах.
На условия Кольской ПЭС ведутся конструктивные проработки вариантов гидромашин, отличающихся как компоновочными решениями, так и режимами эксплуа
тации. Параметры гплримаипшы для Кольском ПЭС приведены в табл. 29.1. В качестве основного варианта рассматривается горизонтальная капсульная насос-тур- бнпа двустороннего действия, работающая h шести режимах. В конструкции предусматривается применение основных узлов и деталей, аналогичных освоенным на натурных капсульных гидротурбинах.
Поворотно-лопастное рабочее колесо с сервомотором в корпусе или в удлиненном обтекателе в варианте с выходным статором (по потоку в прямом турбинном режиме). Конический направляющий аппарат с 20 лопатками, управляемыми через регулирующее кольцо двумя сдвоенными сервомоторами, располагаемыми в капсуле. Ротор гидроагрегата двухопорный, подшипники сегментные обычной конструкции.
Рассматриваются варианты насос-тур- бин, оснащенных мультипликатором, расположенным между двигателем-генератором и насос-турбниой, статическим преобразователем частоты для улучшения зоны работы, а также варианты упрощенных конструкции—с пропеллерным рабочим колесом и управляемым направляющим аппаратом, с неподвижным направляющим аппаратом и поворотно-лопастным рабочим колесом. Исследуется возможность применения горизонтальной капсульной гидротурбины одностороннего действия освоенной конструкции. Изыскиваются пути снижения капиталовложений на создание и освоение гндромашин и строительство ПЭС в целом. Каждая из рассматриваемых конструкций имеет свои недостатки и преимущества. Выбор окончательного варианта будет произведен на основании комплексного рассмотрения всех аспектов строительства и эксплуатации ПЭС, обеспечения экономичности и надежности с учетом больших амплитуд ветровых волн. Опытные гидромашины по типоразмеру должны быть аналогичными промышленным образцам для ПЭС.
ПРИЛОЖЕНИЕ
НАТУРНЫЕ ИСПЫТАНИЯ ГИДРОАГРЕГАТОВ ГЭС
ПЛ. НАТУРНЫЕ ИСПЫТАНИЯ ГИДРОТУРБИН
Сложность рабочих процессов в гндро- машинах, несовершенство методов прогнозирования натурных параметров, возможные отклонения от теоретических размеров при производстве н монтаже, от проектных условий эксплуатации требуют выполнения натурных испытаний и наладки вновь вводимого или эксплуатируемого оборудования ГЭС для определения его фактических параметров, оценки условий работы в тон или икон компоновке блока ГЭС.
В зависимости от целей и поставленных задач различают основные виды натурных испытаний: пусконаладочные, приемосдаточные (гарантийные), эксплуатационные, комплексные испытания головных н опытных турбин.
Пусконаладочные испытания гидротурбин проводятся в целях проверки качества изготовления и монтажа основного и вспомогательного оборудования, оценки работоспособности узлов, обеспечения нормального ввода в эксплуатацию новых гидроагрегатов.
В состав пусконаладочных обычно входят следующие испытания: мощностные, вибрационные, системы регулирования, вспомогательного оборудования.
Проведению пусконаладочных испытаний предшествует следующий состав подготовительных работ:
сбор информации (акты приемки, монтажные формуляры) о качестве изготовления и монтажа основного и вспомогательного оборудования, о размерах и форме элементов проточного тракта и рабо-
Рис. ПЛ. Расходная Q и мощностная Рхарактеристики турбины ПЛ 60
чих органов, характеристиках кинематических связей <p = /№); по = /(ф), системах автоматического управления, зазорах в лабиринтных уплотнениях и др.;
проверка работоспособности вспомогательных систем и механизмов (турбинных затворов, клапанов срыва вакуума и впуска воздуха, систем смазки, охлаждения, пневматических устройств);
оснащение аппаратурой измерительных створов, организация постов наблюдения, обеспечение телефонной и другими видами связи постов наблюдения.
Мо щностиые испытания гидроагрегата на стадии пусконаладочных работ проводятся в целях оценки способности гидроагрегата устойчиво нести нагрузку во всем диапазоне изменения расходов н напора ГЭС и определения его энергетических качеств в пределахг' эксплуатационной характеристики. Испытания проводятся со снятием энергетических характеристик при изменении открытия направляющего аппарата от холостого хода (а*, х) до максимального значения при данном напоре ступенями с шагом 5—10 % номинального, б процессе испытаний снимаются расходные Q f(ac) (относительным методом), мощностные Р = Цво) (рис. ПЛ) и рабочие л = f(P) характеристики гидроагрегата. Коэффициент полезного действия гидроагрегата определяется по зависимости
Р
Пг* pgQH ’
где Р— мощность гидроагрегата на зажимах генератора, кВт; р — плотность жидкости, кг/м8; g— ускорение свободного падения, м/с2; Q — расход турбины, м8/с: Н — напор турбины, м, определенный по разности значений энергии на входе (входное сечение спиральной камеры) н на выходе из турбины (выходное сечение отсасывающей трубы).
Для пусконаладочных испытаний удобнее пользоваться условным КПД. применяя так называемый индексный метод определения расхода турбины,
/ Р
Чга~ ^H6^h '
Рис. П.2. Рабочая относительная характе-ристика гидроагрегата с турбиной РО115 приН = 88 м
где Н» — напор блока ГЭС, //в — УВБ — — УНБ, м; h— перепад давления в расходомерном створе, пропорциональный квадрату расхода турбины; к— тарировочный коэффициент.
Если исключить из формулы постоянные члены, то она приобретет следующий вид (рис. П.2):
Поворотно-лопастные гидротурбины исследуются как при существующей (заводской) комбинаторной связи ч> ” HQoh так и при разобщенном комбинаторе в пропеллерных режимах на фиксированных через 5е углах разворота лопастей рабочего колеса. Огибающая пропеллерных характеристик (рабочая характеристика) отражает фактические энергетические качества вновь установленного оборудования, является оптимальной для данного напора и в случае ее отличия от существующей рабочей характеристики позволяет провести отладку комбинаторной связи с корректировкой профиля кулачка комбинатора для обеспечения оптимальных режимов работы гидроагрегата (рнс. П.З).
Вибрационные испытания рабочих органов н опорных узлов гидроагрегата выполняются для оценки эксплуатационных характеристик блока, качества изготовления и монтажа оборудования, обеспечения его нормального ввода и надежной последующей эксплуатации. Возможной причиной повышенной вибрации
гидроагрегата могут являться силы механического, электрического, гидравлического происхождения.
Механические возмущающие силы чаще всего возникают из-за небаланса ротора гидроагрегата, несоосности линий турбинного и генераторного валов. Электрические возмущающие силы вызваны неуравновешенностью электромагнитных полей ротора и статора генератора. Силы гидравлического происхождения возникают при взаимодействии потока с рабочими органами турбины и элементами проточного тракта. Неравномерность полей скоростей и давлений, срывное обтекание лопаток направляющего аппарата и лопастей рабочего колеса, кавитационные явления, гидравлический небаланс могут вызывать значительные гидродинамические нагрузки на несущие узлы гидромашнны и, как следствие, ухудшать вибрационное состояние гидроагрегата.
Для выявления причин, вызывающих повышенную вибрацию гидроагрегата, вибрационные испытания проводятся при различных нагрузочных режимах (ao = var), а также в режимах холостого хода с возбуждением и без возбуждения генератора.
Программой испытаний предусматриваются следующие режимы работы гидроагрегата: холостой ход без возбуждения, холостой ход с переменным возбуждением [СУ/ = (0,5 — 1,0) L/B], холостой ход с переменной частотой вращения гидроагрегата (л/лКо«=1; 1,1; 1,2; 1,3), нагрузочный режим при различных открытиях направляющего аппарата н углах разворота лопастей рабочего колеса ПЛ турбин (по программе мощностных испытаний), сбросы нагрузки (P//P*o* « 0,25; 0,5; 0,75; 1), перевод в режим синхронного компенсатора (моторный режим).
Рнс. П.З. Рабочая характеристика турбины ПЛ 60: / — существующая комбинаторная зависимость: 2 — оптимальная зависимость при Я — 59 мРнс. П.З. Рабочая характеристика турбины ПЛ 60: / — существующая комбинаторная зависимость: 2 — оптимальная зависимость при Я — 59 мВибропсрсмещения крестовин генератора, корпуса турбинного подшипника определяются в трех направлениях: вертикальном, горизонтальном (радиальном по линии УВБ — УНБ) и тангенциальном. Одновременно измеряется бой вала в двух плоскостях. На данном этапе испытаний проводится упрощенная обработка осциллограмм вибрации с оценкой максимальных
Рнс. П.З. Рабочая характеристика турбины ПЛ 60: / — существующая комбинаторная зависимость: 2 — оптимальная зависимость при Я — 59 м
Рнс. П.З. Рабочая характеристика турбины ПЛ 60: / — существующая комбинаторная зависимость: 2 — оптимальная зависимость при Я — 59 м
амплитуд на основных частотах и построением графиков
2А-ЦРУ Ь-ЦР), где Л—амплитуда вибрации, мкм; б — амплитуда боя вала. мм.
Анализ вибрационного состояния опорных узлов гидроагрегата при различных схемах его нагружения позволяет выявить основные причины динамических воздействии. Механический небаланс проявляется в горизонтальных вибрациях с оборотной частотой /об — п/60, Гц, амплитуда которых линейно зависит от квадрата частоты вращения (по опытам холостого хода при л»уэг). Наличие неуравновешенных электромагнитных сил определяется по опытам холостого хода с переменным возбуждением генератора. Амплитуда горизонтальных вибраций опор с оборотной частотой пропорциональна значению напряжения. Гидравлические возмущающие силы проявляются в основном в вертикальных виброперемещениях опор с частотами, связанными со скоростью вращения гидрома- цшпы: оборотной /об “ л/60, двойной оборотной 2/об. лопастной /л = nz/60, лопаточной /яен = nzo/60, жгутовой /ж — л/(24- 4-6)60. При неудовлетворительной оценке вибрационного состояния разрабатываются и осуществляются мероприятия по снижению механического, электрического небалансов (статическая, динамическая балансировки ротора, уменьшение зазоров в подшипниках, обеспечение концентричности в лабиринтах), уменьшению интенсивности гидродинамических нагрузок и кавитационных воздействии (выбор режимов, подрезка лопастей, установка ребер на лопастях, впуск воздуха в зону кавитационной эрозии), ужесточению опорных узлов, изменению схемы опирания трубопроводов, вспомогательного оборудования.
До настоящего времени в СССР нет общепринятых критериев вибрационного состояния гидроагрегатов. На рис. П.4 приведены номограммы, предложенные различными специалистами. В пределах деятельности соответствующего комитета МЭК ведется определенная работа в подобном направлении, но законченных рекомендаций еще пет. В гл. 13 тома z приведены предложения и рекомендации ПО Л М3.
Испытания системы регулирования гидроагрегата направлены на настройку и ввод в действие регулятора, работающего как замкнутая система с объектом воздействия — гидроагрегатом. При испытаниях проверяется устойчивость работы гидроагрегата на холостом ходу it под нагрузкой и влияние на процесс регулирования различных состояний настраиваемых элементов: степени неравномерности, статизма, быстродействия изодрома и др. Проверяются характеристики пускоос- таиавливающих устройств органов защиты гидротурбины от разгона.
Рис. П.4. Номограммы для определения вибрационного состояния гидроагрегатаРис. П.4. Номограммы для определения вибрационного состояния гидроагрегатаДля проверки надежности работы оборудования и сооружений в аварийных ситуациях (аварийное отключение потребителя) на гидроагрегатах проводятся испытания режимов сброса нагрузки. В процессе испытаний проверяются основные параметры регулирования, гарантированные заводом-поставщиком оборудования: максимальное повышение частоты вращения гидроагрегата Хмаке, максимальное повышение давления в спиральной камере |м.Кс и понижение давления в отсасывающей трубе (рис. П.5). В случаях превышения гарантий регулирования производится дополнительная настройка органов регулирования, выбор времени закона перемещения лопаток направляющего аппарата к лопастей рабочего колеса.
Рис. П.4. Номограммы для определения вибрационного состояния гидроагрегата
Рис. П.4. Номограммы для определения вибрационного состояния гидроагрегата
Испытания вспомогательного оборудования. При пусконаладочных работах производятся наладка и испытания работоспособности основных узлов вспомогательных систем и механизмов: системы технического водоснабжения и системы опорожнения проточного тракта, системы масляного хозяйства, системы пневматического хозяйства, оборудования затворов и гидроподъемников.
В зависимости от принятой системы питания потребителей технической воды (насосная, самотечная, смешанная) при вводе гидроагрегатов в эксплуатацию проводятся испытания работоспособности насосных установок—измерение подачи или определение перепада давления в насосе и температуры охладителей (воздухоохладители генератора, маслоохладители подпятников, подшипников, трансформаторов, турбинные подшипники с водяной смазкой). Испытания системы технического водоснабжения проводятся при различных напорах и разной температуре воды в водотоке для всего диапазона изменения мощности гидроагрегата. При групповой схеме питающих трубопроводов испытания необходимо провести при разном числе работающих потребителей, различных уровнях засорения водоводов. К системам опорожнения воды из проточного тракта (спи- ральные камеры, отсасывающие трубы, потерны, крышки турбин) предъявляются особые требования к их готовности и обеспечению необходимой производительности во избежание возможности аварийного затопления станционных помещений. Испытания системы опорожнения предусматривают определение протечек через уплотнения затворов, крышки турбины, фильтрационных расходов через бетон, определенно подачи насосов, времени опорожнения проточного тракта, задание интервалов включения и отключения дренажных устройств.
Масляное хозяйство обслуживает наиболее ответственные узлы гидроагрегата:
•систему регулирования, систему смазки подпятников к подшипников, а также трансформатор. Особые требования предъявляются к работоспособности маслонасосов, фильтров, запорной арматуры. При пусконаладочных испытаниях проводится определение основных характеристик маслоочн- стительпой аппаратуры и насосной группы. При наладке масляного хозяйства особое внимание следует уделить наладке системы вакуумирования трансформаторного масла.
Пневматическая система обслуживает систему регулирования (котлы маслонапор- ной установки), воздушные выключатели и разъединители, систему торможения гидроагрегата, схему отжатия воды из камеры рабочего колеса при переводе гидроагрегата в режим синхронного компенсатора, пнепмоннструменты. В процессе пусконаладочных работ определяется работоспо-
Рис. П.5. Характер изменения параметров турбины РО 75 при сбросе номинальной нагрузки
собность всех узлов (компрессоров, ресиверов, воздухопроводов, фильтров, запорной арматуры, контрольной аппаратуры).
Испытания затворов проводятся в целях определения перестановочных усилий, работоспособности сервомоторов гидроподъемников. надежности срабатывания механизмов управления. Испытания проводятся при заполненном и опорожненном водоводе. В случае выполнения функций аварийного затвора проводятся опыты опускания затвора в текущую воду. В процессе испытаний дополнительно измеряется давление перед и за затвором, давление в полостях сервомотора, ход и время перемещения поршня сервопривода, минимально допустимое давление в гидроподъемнике, обеспечивающее перемещение затвора.
Приемо-сдаточные (гарантийные) испытания гидротурбин проводятся в целях проверки гарантированных заводом-поставщиком основных параметров оборудования: мощности и КПД или дополнительных гарантий по расходу, предельным значениям частоты вращения гидроагрегата, давлению в спиральной камере при сбросах (набро- сах) нагрузки, по разгонной частоте вращения, кавитационной эрозии. При гарантийных испытаниях предъявляются особые требования к точности измерений и тщательности обработки опытных данных. Этот вид испытаний широко применяется в международной практике. Поэтому состав испытаний. методы измерений к обработки опытных данных, аппаратура, порядок проведения и форма отчетности подробно оговорены международными правилами и изложены в публикации Ns 41 МЭК. Ниже приведены некоторые аннотированные сведения из документов МЭК.
Обеспечение требуемой точности измерений расхода при гарантийных натурных испытаниях турбин сопряжено со значительными трудностями, а для ряда компо-
новок блоков пизкоиапориых ГЭС практически неосуществимо. Особую сложность представляют измерения расходов в блоках ГЭС, характеризующиеся большей трудоемкостью и малой точностью. Поэтому в последнее время заводы-поставщики выдают гарантии по основным параметрам натурных турбин на основании результатов модельных испытаний.
Опыт показывает, что при соблюдении точности изготовления оборудования и его монтажа, а также элементов проточного тракта удается обеспечить в натурных условиях гарантированные параметры гидроагрегата. Однако на основании результатов модельных испытаний не все параметры надежно гарантируются; не всегда обеспечена идентичность модельных и натурных условии. Поэтому в ряде случаев выполняются натурные гарантийные испытания.
В состав гарантийных испытаний входят подготовительные работы, мощностные или энергетические испытания, проверка гарантий регулирования и разгонные "испытания, кавитационные испытания (проводятся по специальному соглашению, описание испытаний изложено в гл. 4).
На стадии подготовительных работ производится ознакомление с проектной документацией, монтажными формулярами, составляется программа испытаний, где особо оговариваются створы и методы измерений, измерительная аппаратура, ожидаемая точность измерений, оговариваются сроки н условия проведения испытании. Программа согласовывается заказчиком и заводом-поставщиком оборудования.
Мощностные или энергетические испытания проводятся для определения мощности или абсолютного значения КПД турбины во всем диапазоне изменения нагрузок и напоров и их сопоставления с гарантированными (оговоренными в технических условиях на поставку оборудования). Фактические значения КПД не должны расходиться с гарантированными более, чем это допускает полоса погрешности на поставку отечественного оборудования в другие страны. Выход из полосы погрешностей (особенно за нижний
Рис. П.б. Рабочая характеристика турбиныРО 75
предел) означает невыполнение гарантий и наложение штрафных санкций. Соответственно уровень погрешностей при энергетических испытаниях имеет первостепенное значение. Он оговаривается до начала испытаний и должен быть записан в договоре (контракте). Испытания проводятся с измерением всех значений абсолютным методом, в том числе значений расхода воды через турбину, способы измерений которого указаны в международных рекомендациях (см. гл. 7).
По материалам испытаний строятся мощностные Р = /(со) и рабочие т)г* = = /(Р) характеристики с нанесением полосы погрешностей измерения КПД (рис. П.6).
Проверка гарантии регулирования и разгонные испытания включают измерения давления в турбинном водоводе (на входе в спиральную камеру) и повышения частоты вращения ротора при аварийных сбросах нагрузки с гидроагрегата н заданных законах перемещения регулирующих органов. Проводят также измерения максимальной частоты вращения при разгоне гидроагрегата для определения фактических значений и сопоставления их с гарантированными. Сбросы нагрузки с гидроагрегата производятся при мощности 25, 50, 75, 100 % номинальной,, расчетном и максимальном значениях напора и расчетной скорости движения лопаток направляющего аппарата. Испытания на разгон по определению максимальной скорости вращения проводятся при постоянном открытии направляющего аппарата в режиме холостого хода. Следует иметь в виду, что режимы разгона характеризуются значительными динамическими нагрузками, тяжелыми условиями работы всех узлов н могут проводиться только при специальном соглашении.
В целом практика проведения приемосдаточных натурных испытаний в СССР' полностью соответствует рекомендациям МЭК.
Эксплуатационные испытания. В процессе эксплуатации основного и вспомогательного оборудования возникают механический износ вращающихся деталей, истирание элементов проточного тракта наносами, коррозионные и кавитационные разрушения рабочих органов и трубопроводов, трещинообразования в несущих узлах. Ухудшается вибрационное состояние гидроагрегатов, возможны случаи отказов в работе турбин, подшипников, подпятников, генераторов, систем регулирования и управления. При капитальных ремонтах в основном восстанавливаются исходные параметры и характеристики узлов гидроагрегата. Однако из-за сложности ремонтных работ на месте не всегда удается восстановить. например, проектный профиль лопастей при заваривании повреждений. После выполнения ремонтных работ возмож-
ни изменения эксплуатационных и, в первую очередь, вибрационных характеристик гидроагрегата. В ряде случаев выявляются возможности форсировки параметров гидроагрегатов. Все это обусловливает необходимость проведения натурных испытаний в целях проверки эксплуатационных свойств н повышения /эффективности работы гидроагрегата.
Эксплуатационные испытания обычно включают тот же состав работ, что н пу- ско-наладочные испытания. Основными критериями оценки состояния гидроагрегата являются условный КПД, определяемый при индексном методе измерения расхода (перепада давления в расходомерном створе), и максимальные амплитуды вибрации и боя вала. По результатам испытаний строится эксплуатационная характеристика гидроагрегата по отоентельпым значениям КПД и выбираются режимы оптимальной эксплуатации. Для поворотнолопастных турбин производится отладка комбинаторной связи в соответствии с оптимальной зависимостью. По данным вибрационных исследований несущих узлов определяется состояние гидроагрегата к, в случае необходимости, выполняются работы по наладке оборудования и обеспечению благоприятных вибрационных характеристик агрегата.
В случаях возможной перемаркировки оборудования и увеличения его мощности следует предусмотреть прочностные испытания узлов и исследование характеристик генератора.
Комплексные испытания головных и опытных турбин. Разработка новых типов гидромашнн, создание уникальных по мощности гидроагрегатов требуют всесторонней проверки их эксплуатационных качеств, достоверности принятых в проекте теоретических разработок, возможности переноса проектных решений на серию гидроагрегатов, определения путей совершенствования конструкций и принципов проектирования отдельных узлов.
Комплексные испытания включают все виды натурных исследований, обеспечивающих максимальный объем технической информации о данном типе гидротурбины, несущей способности ее рабочих органов н опорных узлов, эффективности новых конструктивных решений н расчетных методов. Состав и объем комплексных натурных испытаний могут меняться в широких пределах в зависимости от уникальности параметров блока и гидроагрегата или сложности принятых конструктивных решений. В состав комплексных испытаний в зависимости от поставленных задач могут входить гидравлические испытания блока ГЭС, энергетические испытания гидроагрегата, вибрационные испытания, исследования гидродинамических нагрузок, кавитационные испытания, прочностные исследования, исследования процесса перевода ги
дроагрегата в режим синхронного компенсатора, испытания вспомогательного оборудования и систем управления.
Гидравлнческне испытания блока ГЭС выполняются в целях определения режимов течения воды в блоке 1 ЭС, потерь напора в водоводах, условий взаимодействия турбинного н сбросного потоков на совмещенных ГЭС (эффекта эжекцни), условий работы сороудержнваю- щих сооружений, определения влияния гидравлических режимов на надежность эксплуатации основного оборудования в дайной компоновке блока.
Энергетические испытания гидроагрегата наряду с обычными задачами определения КПД турбины и выбора оптимальных режимов эксплуатации могут преследовать цели совершенствования методов пересчета с модели на натуру, определения энергетических качеств турбины нли гидромашнны нового типа в необычной компоновке блока, оценки мощностного эффекта от эжекцни в совмещенных блоках ГЭС, определения возможности повышения установленной мощности; выяснения необходимости и целесообразности модернизации оборудования, тарировки расходомерных створов, новых устройств или аппаратуры для измерения расходов. Энергетические испытания гидроагрегата на данном этапе исследований носят более полный характер с определением рабочих характеристик турбины при всех возможных для ГЭС напорах и расходах, что позволяет построить эксплуатационную характеристику турбины или гидроагрегата в конкретном блоке ГЭС. Объем измерений абсолютных расходов турбины при разных напорах может быть сокращен (в ряде случаев обеспечение на ГЭС всего диапазона напоров затруднено или растянуто во времени) при проведении на расчетном или близком к нему напоре тщательной тарировки расходомерного створа, например, в спиральной камере с определением коэффициента расходомера К и показателя степени n^Q=Kh*) по данным абсолютных значений расхода. При других значениях напора испытания проводятся относительным методом. Задачи автоматизации управления работой ГЭС, каскадов ГЭС и энергосистем в целом, внедрение АСУ ТП ГЭС на основе ЭВМ, повышение эффективности АСУ ТП требуют определения фактических эксплуатационных характеристик гндроагрегатного блока, учитывающих индивидуальные особенности каждого гидроагрегата, что возможно выполнить лишь в процессе комплексных натурных испытаний.
По данным энергетических испытаний определяется коэффициент полезного действия гндроагрегатного блока т^в, строится эксплуатационная характеристика, которая служит основой для составления программы для управляющей ЭВМ.
Вибрационные испытания, выполняемые в составе комплексных натурных исследований, решают более широкий круг задач. При этом определяются внброперемещения, скорость, ускорение и, в результате, усилия, действующие на опорные узлы гидроагрегата и строительные конструкции блока ГЭС. Выявляются также причины возможных резонансных явлений, возникающих при совпадении частот возмущающих сил и собственных колебаний нагруженной детали или узла.
Наряду с опорными узлами гидроагрегата внбродатчики устанавливаются на трубопроводах, вспомогательном оборудовании, строительных конструкциях (плиты перекрытия, подкрановые колонны, потерны, водосбросы). Наряду с амплитудно-частотной обработкой виброграмм выполняется спектральный анализ процессов.
Исследования гидродинамических нагрузок. .Гидродинамические нагрузки на элементы проточного тракта вызваны неравномерностью распределения скоростей и давлений, срывным обтеканием рабочих органов, кавитационными явлениями. Значительные гидродинамические нагрузки возникают при переходных процессах (пусках, остановках, сбросах н набросах нагрузки, переводах в режим синхронного компенсатора и др.).
В процессе испытаний производятся измерения пульсаций давления в подводящем трубопроводе, спиральной камере, отсасывающей трубе, на крышке турбины, в холостых водосбросах. Характер осциллограмм пульсации давления в различных элементах проточного тракта показан на рис. П.7. Измерения пульсации давления производятся датчиками давления, устанавливаемыми заподлицо с внутренним контуром элемента. Результаты измерений либо сразу вводятся в ЭВМ в процессе испытаний, либо записываются на осциллограмму яли магнитную ленту и затем вводятся в ЭВМ. В результате получают значения стандартов пульсации давления, функций спектральной плотности, взаимо- корреляцнонных функций и эпюр вероятностного гидродинамического нагружения элементов блока.
Кавитационные испытания проводят для определения влияния кавитации на энергетические (мощность, расход, КПД), динамические, вибрационные характеристики гидротурбины, для выявления наиболее опасных режимов .работы, разработки рекомендаций по снижению интенсивности кавитационной эрозии.
Существующая методика выбора высоты отсасывания или заглубления турбины под уровень нижнего бьефа по данным модельных испытаний предполагает отсутствие влияния кавитации на энергетические параметры гидромашины, но допускает возможность кавитационных разрушений лопастей в определенных объемах за межре- 382
Рис. П.7. Интенсивность пульсаций давления в элементах проточного тракта турбины ПЛ 30
монтный период. Однако опыт показывает,, что в ряде случаев возникают значительные кавитационные повреждения рабочих органов и элементов проточного тракта, ухудшающие эксплуатационные характеристики гидроагрегата. При изучении влияния кавитации на энергетические параметры натурной турбины определяют критические- режимы ее работы, при которых развитые кавитационные процессы в проточном тракте вызывают снижение КПД и мощности гидроагрегата. Для выявления таких режимов проводятся испытания гидроагрегата относительным методом при постоянном напоре на разных высотах отсасывания. Резкое снижение КПД при максимальной мощности и малых заглублениях означает ухудшение энергетических свойств из-за интенсивного развития кавитации при данной высоте отсасывания.
Прочностные исследования. Рабочие органы гидротурбины, основные несущие элементы проточного тракта подвержены значительным статическим и динамическим нагрузкам, значения которых на всегда точно известны, а конструкция узла довольно сложна (крышка турбины с опорой подпятника на ней, оболочка спиральной камеры с колоннами статора), чтобы получить правильное решение задачи о распределении напряжений. Существенное влияние на напряженное состояние узла оказывает технология изготовления (например, остаточные напряжения при сварке). Известны случаи трещинооб- разоваиий в'спиральных камерах, колоннах статора, крышках турбин, лопастях ра*
бочих килсн, усталостные разрушения рабочих органон. Все это приводит к необходимости проосдспия трудоемких натурных прочностных испытаний гидротурбин для определения фактического напряженного состояния основных узлов и уточнения на этин основе методик их расчета. Измерения деформации и, напряжений в элементах производятся при максимальном напоре в устаноншшшхся и переходных режимах.
Исследования процесса перевода гидроагрегата в режим синхронного компенсатора с отжатием воды из камеры рабочего колеса проводятся в целях выбора эффективных схем и параметров пневматической системы, обеспечения надежности отжатия, определения зависимости параметров компрессорной установки (ресивера) от типа турбины, размеров проточного тракта, высоты отсасывания, выбора необходимой глубины отжатия, проверки надежности работы системы контроля. Во время испытаний измеряются давление н температура в ресивере, в воздуховодах (до клапана, после клапана), в камере рабочего колеса ' (под крышкой турбины),' момент на валу (по деформации вала), уровень нижнего бьефа, уровень воды в отсасывающей трубе, время отжатия. По изменению значений давления и температуры воздуха в ресивере от начала до конца переходного процесса определяется количество воздуха, израсходованного в процессе отжатия.
При наличии протечек через направляющий аппарат необходимы периодические подкачки воздуха, объем и интервалы включения которых определяются в процессе опытов. Испытания проводятся при разных значениях избыточного давления, различных схемах подвода воздуха и дросселирования, а также на вращающемся и остановленном гидроагрегате. На основании результатов испытаний разрабатываются рекомендации по оптимизации схем и параметров воздуховодов для перевода гидроагрегата в режим синхронного компенсатора.
Испытания вспомогательного оборудования и систем управления. Наряду с испытаниями вспомогательного оборудования, выполняемыми в процессе пусконаладочных работ, в ряде случаев возникают потребности дополнительных натурных испытаний узлов и механизмов гидроагрегатов, необходимых для облегчения эксплуатации оборудования или совершенствования конструктивных решений. К такого рода испытаниям относятся исследование влияния состояния паза затвора (открыт, закрыт) в отсасывающей трубе па энергетические качества турбины, исследования работы быстродействующих затворов в отсасывающих трубах или водоприемниках, испытания защитных устройств от разгона гидроагрегата, испы
тания новых систем технического водоснабжения (эжектора и Др), испытания новых типов и материалов подшипников и подпятников.
Измеряемые величины н погрешность измерений при натурных испытаниях гидротурбин. Наибольшие сложности при натурных испытаниях представляет измерение расхода воды, протекающей через турбину. Наиболее широкое распространение получили метод гидро- удара и вертушечный метод с погрешностью измерения в пределах от ±1 до ±1,5%. В последнее время применяется также ультразвуковой метод с погрешностью измерения 0,5—1 %.
Метод гидравлического удара, или метод Гибсона, получивший широкое распространение в США, применяется в основном на высокопапор- ных ГЭС с длинными трубопроводами. Он основан па использовании закона изменения количества движения при изменении расхода жидкости.
При сбросе нагрузки в процессе закрытия направляющего аппарата записывается график изменения давления в двух створах водовода и время движения регулирующего органа (рис. П.8). Расход турбины определяется интегрированием площади эпюры гидроудара с учетом расхода протечек:
где Г— площадь сечения водовода в мерном створе, м2; L — длина участка водовода между мерными створами, м; ДР — изменение давления в двух сечениях, Па; q—расход протечек после закрытия направляющего аппарата, м8/с; и— время закрытия направляющего аппарата, с.
Для метода гидроудара требуется без- ияерциоииая аппаратура, необходимы отсутствие люфтов в регулирующих органах, синхронность записи значений, точное определение расхода протечек и многократность повторения опытов (не менее пяти).
В отечественной практике в основном используется метод измерения расходов с помощью гидрометрических вертушек (путем замера скоростей потока в стпорс измерений) (рис. П.9). При использовании этого метода предъявляются особые требования к выбору створа установки вертушек. Створ для измерений (мерный створ) должен
Рис. П.8. Эпюра изменения давления при определении расхода методом гидроудара
Таблица Г1.1. Методы измерений и допустимая погрешностьпри натурных испытаниях
Измеряемая пелнчнна
Геометрические размеры сечений, зазоры, открытия напрапляющего аппарата, угол установки лопастей рабочего колеса
УВБ, УНБ, напор турбины * //Т = УВБ — УНБ — Д//
Пьезометрическое давление по длине водовода, на входе в спиральную камеру и на выходе из отсасывающей трубы
Перепад давления о расходомерном створе
Расход воды через турбину**
Мощность гидроагрегата ***
Коэффициент мощности coscp Частота тока в сети
Частота вращения ротора
Ход штока сервомотора направляющего аппарата
Пульсации давления в элементах проточного тракта
Вибрация узлов гидроагрегата
Деформация рабочих органов и опорных конструкций
Перестановочные усилия сервомоторов
Время
Осевое усилие на роторе
Средства и методы измерения
Допустимая погрешность
Стандартныеизмерительные
средства
±0,2 %
Водомерные рейки, поплавки (поплавки в трубе)
± 1 мм
Манометры.м ановаку ум метры
класса 0,2—0,5
0.5%
U-образный дифференциальный манометр (при перепадах до 5 м); ртутный дифференциальный манометр (при перепадах свыше 5 м)
±0,1 %
Гидрометрические вертушки
±1,5 %
Метод гидроудара
±1 %
Ультразвуковой метод
±0.5 %
Прецизионные ваттметры класса точности 0,2 по схеме двух ваттметров через трансформаторы тока н напряжения класса 0,5 (при гарантийных испытаниях — ваттметры класса 0,2 и счетчики класса 0,1 с выходом для осреднения на частотомер)
±и,5 %
Станционные приборы, фазометр
—
Частотомер класса точности 0,5—1,5
Тахометр; датчик Холла; специальные датчики на валу турбины с выходом на электронный частотомер
±0,1 %
По штат.чым шкалам или дополнительно установленной миллиметровой шкале
±0,5 мм
Датчики индуктивного или тензометрического типа с установкой приемной мембраны, с записью на осциллограф или магнитограф
5—8 %
По трем направлениям любой виброизмернтельной аппаратурой, регистрирующей частоту 0,5— 500 Гц и амплитуду 0,01—2 мм
b—8 %
Электротенэометры; для вращающихся деталей — через токосъемник
±10 %
Манометры класса 0,2—0,5 в полостях сервомоторов; специальные датчики давления
±0,5 %
Часы; отметчик времени
од %
Тензометрические устройства по деформации опорных частей турбины
±10%
Если при испытаниях Н, изменяется более чем на ±3 X. то необходимо корректировать мощ кость и расход.
* Измерение другими методами дано в рекомендациях МЭК (см. гл. 7).
♦•• Корректируется при изменении напора на ±3 %.
Рис. П.9. Схема расположения измеритель- кого створа в турбинном водоводе при измерении расхода гидродинамическими вертушкамиРис. П.9. Схема расположения измеритель- кого створа в турбинном водоводе при измерении расхода гидродинамическими вертушкамиБлок 'индикацииБлок 'индикацииП.10. Блок-схемаП.10. Блок-схемаРисРисАнализаторимпулъсобАнализаторимпулъсобустройства MC-IMустройства MC-IM
Рис. П.9. Схема расположения измеритель- кого створа в турбинном водоводе при измерении расхода гидродинамическими вертушками
Рис. П.9. Схема расположения измеритель- кого створа в турбинном водоводе при измерении расхода гидродинамическими вертушками
Блок 'индикации
Блок 'индикации
П.10. Блок-схема
П.10. Блок-схема
Рис
Рис
Анализаторимпулъсоб
Анализаторимпулъсоб
устройства MC-IM
устройства MC-IM
иметь четкие геометрические размеры, располагаться на прямолинейном участке напорного водовода на расстоянии /, ^ I0D вверх п 13 ^ 3D вниз от ближайшего поворота потока (местного сопротивления). На инзколапорных ГЭС (при отсутствии необходимой длины прямолинейного участка) допускается установка рамы в пазах ремонтного затвора водоприемника с устройством специального сузителя потока на подходе к створу. Вертушки монтируются на специальной раме трубчатой конструкции с хорошо обтекаемыми элементами. Степень затенения живого сечения потока элементами рамы не должна превышать 2—3 %. Число гидрометрических вертушек зависит от размеров и конфигураций измерительного створа и выбирается в соответствии с требованиями МЭК для натурных испытаний:
24 VT < z < 36 ^Г,
где г—число вертушек; F— площадь поперечного сечения измерительного створа, м8.
Завись частоты вращения вертушки производится на хронограф или осциллограф с последующей обработкой количества импульсов, построением эпюр скоростей, их планиметрированием и определением расходов. Для повышения качества измерений в НИС Гидропроекта разработана специальная многоканальная установка типа МС-1М, принципиальная схема кото-
Цифропечатаю- и^ее устройство
рой приведена на рис. П.10. Сигнал от вср.хгшки подастся п блок ввода, запоминающее устройство которого обсспсчниаст прием электрических импульсов по 128 каналам одновременно. Анализатор импульсов типа АИ-128-2 обеспечивает накопление информации в течение всего наперед заданного интервала времени измерения и выдачу се на цифропечатающее устройство, регистрирующее скорость потока от каждой вертушки.
Для повышения точности определения расхода при натурных испытаниях турбин в последнее время активно разрабатывается ультразвуковой способ измерения скоростей в напорном водоводе. Из многочисленных модификации этого метода наиболее эффективным для водоводов большого сечения оказался времяимпульсиый метод, основанный на измерении интервалов времени прохождения ультразвукового сигнала между двумя взаимно ориентированными акустическими преобразователями (излучателями — приемниками), установленными на противоположных стенках водовода таким образом, что их общая акустическая ось пересекает поток под некоторым углом к продольной оси водовода. Определяя разность интервалов времени прохождения сигнала в обоих направлениях. находят среднюю скорость потока в зоне акустического луча, а интегрируя результаты измерений по нескольким лучам, определяют значение расхода. Погрешность измерения расхода этим методом при выполнении определенных условий по выбору створа может быть доведена до 0.5 % (табл. П.1). В НИС Гндропроекта разработан, создан, аттестован органами Госстандарта СССР и внедрен в практику натурных испытаний аппаратурный комплекс автоматизированной ультразвуковой измерительной системы, включающей акустические преобразователи (четыре луча), аналоговую и цифровую подсистемы, управляющую ЭВМ и математическое обеспечение системы.
П.2. НАТУРНЫЕ ИСПЫТАНИЯ
ГИДРОГЕНЕРАТОРОВ
Требования к натурным испытаниям гидрогенераторов. Как правило, гидрогенераторы (за ’исключением генераторов капсульного типа) не могут быть испытаны заводом-изготовителем, и их испытания в соответствии с ГОСТ 5616—81 проводятся на месте установки.
25 Зак. 905
Каждый генератор по окончании монтажа (частично и ио время монтажа) подвергается приемо-сдаточным испытаниям. До проведения испытаний производится сушка генератора.
При организации испытаний на ГЭС требуется определить средства измерения
сопротивлений обмоток, особенно обмотки ротора в холодном состоянии, л также сопротивлений термометров сопротивления. Так как от точности измерении сопротивлений обмоток н термометров зависит в дальнейшем правильность олрсдсленни превышения температуры, эти измерения должны быть выполнены с максимально возможной тщательностью.
Для генераторов с непосредственным водяным охлаждением обмоток должны быть установлены приборы для измерения расхода и температуры охлаждающей поды— измерительных шайб, карманов для установки термометров. Эти приборы должны быть установлены до испытаний водоводов на повышенное гидравлическое давление.
В процессе монтажа гидрогенераторов должны быть установлены датчики для измерения вибраций крестовин гидрогенераторов. направляющих подшипников, сердечника и корпуса машин.
По требованию ГОСТ 5616—81 в гидрогенераторах мощностью 100 МВт н выше должна быть обеспечена возможность измерения вибрации лобовых частей обмотки статора. При этом число вибродатчиков, место их установки и прокладки измерительных трасс устанавливаются в технических условиях на гидрогенераторы конкретного типа.
Порядок проведения натурных испытаний гидрогенераторов. В соответствии с ГОСТ 5616—81 испытания гидрогенераторов проводятся на месте установки генераторов совместно изготовителями машин н заказчиками.
Так как порядок проведения натурных испытаний меняется в зависимости от конкретных ГЭС, ниже приводится примерный порядок проведения таких испытаний, причем рассматриваются только приемо-сдаточные испытания, специальные (исследовательские) испытания, как правило, проводятся в каждом отдельном случае, их объем и порядок проведения различны для разных ГЭС.
Приемо-сдаточные испытания гидрогенераторов производятся как в период монтажа, так и после него. В период монтажа испытания проводятся для проверки соответствия генераторов требованиям ГОСТ и технических условий на конкретные типы гидрогенераторов, проверки качества оборудования и монтажа перед вводом генераторов в эксплуатацию. Задачей приемо-сдаточных испытаний является также получение необходимых данных для расчета режимов работы гидрогенераторов в системе.
Измерение сопротивления изоляции обмотки относительно корпуса гидрогенератора и между его обмотками. Измерение сопротивления изоляции обмотки статора производится на неработающем гидроагре-
гаге в холодном состоянии, при котором за температуру обмотки принимается температура окружающей среды, с помощью мегаомметра на напряжение не менее 1000 В. При измерении сопротивления изоляции обмотки гидрогенераторов с непосредственным водяным охлаждением зажим экрана мегаомметра соединяется с водяным коллектором, от которого отделена внешняя водяная система. Сопротивление изоляции определяется поочередно для каждой ветви обмотки статора, при этом другие ветви соединяются с корпусом машины. При определении абсолютного значения сопро- типлення изоляции измерения проводятся по менее чем через 60 с после приложения напряжения к изоляции. После измерения сопротивления изоляции отдельных ветвей обмотка разряжается на корпус генератора.
Измерение сопротивления изоляции термометров сопро- тивлеоя проводится мегаомметром на напряжение 500 В при температуре окружающей среды.
Измерение сопротивления обмотки при постоянном токе проводится в практически холодном состоянии до начала сушки генератора, как правило, вольтметром и амперметром, при этом используются магнитоэлектрические приборы класса точности не ниже 0,5. Отсчеты по приборам производятся одновременно при установившихся значениях определяемых величин. Сопротивление обмоток определяют как среднее значение по данным не менее трех измерений, которые проводятся при различных значениях тока. Точность измерений в большой мере зависит от качества контактов в местах присоединения измерительных приборов, при этом присоединение вольтметра рекомендуется производить отдельно от токовых цепей.
Измерение сопротивлений термометров сопротивления при постоянном токе проводят при температуре окружающей среды вольтметром-амперметром с погрешностью измерения сопротивления не выше 0,5 %. Измерения рекомендуется проводить непосредственно на сборке зажимов генератора.
Испытание изоляции обмотки статора на электрическую прочность повышенным напряжением. Испытание изоляции производят напряжением, кВ,
^нсп ” 2Уф -Г 1,
где 1/ф—поминальное фазное напряженке в течение 1 мин. Испытание проводится для каждой из фаз по отношению к корпусу и двум другим заземленным фазам. Для гидрогенераторов с водяным охлаждением обмотки статора испытание изоляции выполняется при циркуляции дистиллята. Для испытания рекомендуется при-
менять испытательные трансформаторы, мощность которых нс менее I кВ-А па 1 кВ трансформированного напряжения. Измерение испытательного напряжения производится на стороне высшего напряжения нс- питательного трансформатора через измерительный трансформатор напряжения. Для гидрогенераторов с номинальным напряжением 13,8 кВ и выше на стороне высшего напряжения испытательного трансформатора рекомендуется включать защитный разрядник, который настраивается на напряжение, равное НО % испытательного. Согласно ГОСТ 11828—80 испытание рекомендуется начинать с напряжения не выше 1/3 испытательного, при этом время, в течение которого производится подъем напряжения от половинного значения до полного, должно быть не менее 10 с.
Испытание изоляции обмотки статора выпрямленным напряжением. Для гидрогенераторов с косвенным охлаждением обмотки статора изоляция каждой фазы по отношению . к корпусу и двум другим заземленным фазам испытывается выпрямленным напряжением, равным 1,6 испытательного напряжения переменного тока. Испытательное напряжение согласно ГОСТ 11828—86 выдерживается в течение I мин, подъем напряжения производится нс менее чем тремя ступенями, начиная с половинного испытательного напряжения. На каждой из ступеней измеряется ток утечки (при установившихся показаниях приборов). После испытания производится измерение сопротивления изоляции мегаомметром.
Испытание межвитковой изоляции обмотки статора гидрогенераторов с катушечной обмоткой статора проводится напряжением, равным 150 % номинального, в течение 5 мин, со стержневой обмоткой статора — тем же напряжением в течение 1 мин.
Определение характеристики холостого хода и симметричности напряжений. Характеристика холостого хода представляет собой зависимость напряжения обмотки статора от тока возбуждения при номинальной частоте вращения. Рекомендуется производить измерение напряжения приборами класса точности не ниже 0,5, при этом могут быть использованы эксплуатационные трансформаторы напряжения. Измерение тока возбуждения рекомендуется производить также приборами класса точности 0,5 с применением шунтов класса точности 0,1 или 0,2. Во время определения характеристики постоянно контролируется частота вращения гидрогенератора. Для снятия характеристики напряжение генератора плавно увеличивается до 130% номинального, характеристика холостого хода определяется при плавном уменьшении тока возбуждения до нуля. При токе возбуждения, равном пулю, определяется остаточное напря
жение генератора. У генераторов, работающих в блоке с трансформатором, снимается также характеристика холостого хода блока. Одновременно со снятием характеристики холостого хода определяется симметрия напряжения. которая находится по отношению разности между наибольшим и наименьшим измеренными линейными напряжениями к среднему его значению.
Определение коэффициента искажения синусоидальности кривой напряжения. Коэффициент искажения находится по амплитудам отдельных гармонических составляющих кривой напряжения, определенным при номинальном напряжении на холостом ходу генератора. Амплитуды гармонических составляющих измеряются, как правило, с помощью анализатора. При известных значениях амплитуды At коэффициент искажения находится по формуле
* = ’/Л а/ТА^ЦУ
где А| — амплитуда первой гармонической составляющей кривой напряжения.
Определение характеристики установившегося короткого замыкания. Характеристика короткого замыкания представляет собой зависимость тока в обмотке статора от тока возбуждения генератора при установившемся трех- фаэном коротком замыкания. При снятии характеристики измеряются токи в каждой фазе обмотки статора и ток возбуждения. Рекомендуемая точность измерения не ниже 0,5. Закоротка для трехфазного короткого замыкания должна быть рассчитана на длительное протекание номинального тока генератора. Снятие характеристики производится плавным подъемом тока статора до номинального значения. Для гидрогенераторов, работающих в блоке с трансформатором, характеристика короткого замыкания снимается для замкнутого накоротко трансформатора.
25*25*387387Испытание на нагревание. В гидрогенераторах измерение температуры обмотки статора и активной стали ротора производится с помощью термометров сопротивления, при этом температура обмотки определяется по показаниям термометра сопротивления, заложенного между стержнями (сторонами катушек) обмотки статора, активной стали — по показаниям термометров сопротивления, заложенных на дно паза. Согласно требованиям ГОСТ 5616—81 для измерения температуры обмотки в гидрогенераторах мощностью свыше 10 МВ-А необходимо устанавливать 12 термометров сопротивления при одной или двух параллельных ветвях обмотки н по два термометра на каждую параллельную ветвь при числе ветвей более двух. Для измерения температуры сердечника статора должно устанавливаться нс менее
25*
25*
387
387
шести термометров на гидрогенератор. Для генераторов с иодяным охлаждением обмотки статора термометры (или другие температурные индикаторы) должны уста- навлиоаться в конце каждой параллельной цепи системы охлаждения. Для измерения температуры воздуха на выходе из каждой секции воздухоохладителя устанавливается по одному термометру, в зоне горячего воздуха — два термометра на генератор.
В соответствии с ГОСТ 5616—81 с помощью термометров также измеряется температура сегментов подпятников и подшипников гидрогенератора (устанавливаются по два термометра на каждый сегмент) и температура масла в ванне подпятника п каждого подшипника (по данным показании двух термометров).
Определение температуры обмотки возбуждения производится по данным измерения сопротивления обмотки в нагретом и холодном состояниях. Если гт — сопротивление обмотки в нагретом (горячем) состоянии, г,—то же в холодном состоянии, вх — температура обмотки в практически холодном состоянии, то превышение температуры обмотки возбуждения
де = ——— (235 - ех).
Определение степени нагрева активных и конструктивных элементов гидрогенераторов производится как методом непосредственной нагрузки, так и по данным испытаний в косвенных режимах.
При испытания методом непосредственной нагрузки определение превышений температуры обмоток и стали производится при трех-четырех различных нагрузках (от 0.6 номинальной нагрузки и выше). По данным испытаний строятся зависимости превышения температуры от тока статора в квадрате, с нх помощью уточняются (или определяются) превышения температуры при номинальной мощности.
Превышение температуры обмотки статора по данным измерений превышения температуры обмотки в косвенных режн-
Рис. ПЛ. Характеристика холостого ходаобмотки возбуждения
мах определяется выражением
АН = ДНК. з 4- Д0Х. х — АОмсх*
где Аб* з — превышение темпера гуры в режиме короткого замыкания (обусловлено основными и добавочными потерями в обмотке, а также механическими потерями); Аб*, х — превышение температуры в режиме холостого хода (обусловлено потерями в стали и механическими потерями); АО*#* — превышение температуры в режиме холостого хода без возбуждения, обусловленное только механическими потерями.
Определен нс номинального тока возбуждения. Номинальный ток возбуждения определяют методом непосредственной нагрузки или методом графического построения. В последнем случае номинальный ток возбуждения находится по характеристикам холостого хода, короткого замыкания и реактивности Потье хР (рис. П.Н). Из характеристики холостого хода с учетом хР находится ток возбужде- - пня и, из характеристики короткого замыкания — составляющая тока возбуждения к. э, и по ним определяется номинальный ток возбуждения и. МОМ.
Определение параметров гидрогенератора. При приемо-сдаточных испытаниях, как правило, определяются лишь основные параметры, в число которых обычно включаются отношение короткого замыкания (ОКЗ), реактивность Потье хР, синхронное индуктивное сопротивление Xd. сверхпереходные индуктивные сопротивления Хд и х^, переходное индуктивное сопротивление Хд, индуктивное со- противлеине обратного следования фаз х2, постоянная времени при разомкнутой Td0 и замкнутой накоротко Тд обмотках статора.
Отношение короткого замыкания гидрогенератора находится по характеристикам холостого хода и короткого замыкания как отношение номинального тока статора к установившемуся току короткого замыкания при возбуждении, соответствующем поминальному напряжению по характеристике холостого хода.
Индуктивное сопротивление Xd также находится по характеристикам холостого хода (/) и короткого замыкания (2) как частное от деления напряжения холостого хода, определенного по спрямленной характеристике холостого хода при некотором возбуждении, на ток короткого замыкания при том же токе возбуждения (рис. П.12).
Реактивное сопротивление хр находится по характеристикам холостого хода, короткого замыкания и расчетному значению составляющей тока возбуждения, компенсирующей реакцию якоря при номинальном токе U (рис. ПЛЗ).
Свсрхперсходпыс реактивные сопротивления х'д и х^ могут быть найдены из
Рис. П.12. Характеристики холостого хода{/) н короткого замыкания (2)
опыта поочередного питания током 50 Гц каждых двух линейных выводов обмотки статора при неподвижном роторе. Во время испытаний обмотка ротора замыкается накоротко, измеряются подводимые напряжения, ток и мощность, потребляемые статором, а также ток в цепи возбуждения. Сверхпереходные сопротивления xd и х^ определяются так:
xd - *ср Дх:
*q = *ср ± Ах' где
Хср “ "з" (ХАВ + ХПС + ХСА>-
Дх «= — -ухАв (хАВ — Хвс) 4-
+ ХВС (ХВС - ХСЛ> + ХСА (ХСА " хАв)*
Здесь хАВ, хвс, хСА — реактивные сопротивления между каждой парой линейных выводов. Знак перед Дх определяется следующим образом: если наибольшему измеренному значению хАВ, хвс или хСА соответствует минимальный ток в обмотке возбуждения, то xd<xa> при максимальном токе в обмотке возбуждения xd > xq.
Индуктивное сопротивление обратного следования фаз Ха, как правило, определяется из опыта питания вращающегося генератора напряжением до 0,15 номинального с обратным чередованием фаз. Обмотка возбуждения при этом замыкается накоротко. Во время опыта измеряется напряжение, ток во всех фазах и подводимая мощность. Сопротивление Ха определяется по средним значениям напряжения и тока.
Переходное сопротивление xd может быть найдено из опыта внезапного короткого замыкания как отношение напряжения холостого хода до короткого замыкания к начальному значению периодической составляющей тока короткого замыкания за вычетом сверхпереходной составляющей (см. гл. 14).
Постоянная времени Т dQ может быть
Рис. П.13. К определению реактивного со-противления генератора
найдена из опыта внезапного короткого замыкания обмотки возбуждения машины, работающей в режиме нагруженного генератора с номинальным напряжением и частотой. Постоянная 7d0 находится из осциллограммы затухания напряжения на зажимах машины.
Постоянная Td определяется из опыта внезапного короткого замыкания обмотки статора по кривой по затуханию переходной составляющей тока короткого замыкания статора.
Измерение вибраций. Измерение вибраций производится на подшипниках, в верхней н нижней крестовинах, на корпусе статора и спинке сердечника статора. Измерение вибраций подшипников и крестовин проводится при работе гидрогенератора при номинальной частоте вращения в различных режимах работы, при этом измеряются вибрации в радиальном, тангенциальном и вертикальном направлениях. Измерение вибраций сердечника и корпуса проводится в режиме холостого хода при разных напряжениях статора. Вибрация сердечника измеряется на спинке в радиальном направлении в среднем по высоте сечении вблизи стыков, вибрация корпуса—в радиальном направлении в среднем по высоте сечении между воздухоохладителями. Согласно ГОСТ 5616—81 допустимая вибрация, мкм, крестовины гидрогенератора во всех режимах работы для машин с разной частотой вращения составляет:
До 100 об/мин 180
187,5 об/мин•150
375 об/мин 100
750 об/мин 70
Наибольшая вибрация сердечника частотой 100 Гц не должна быть более 30 мкм.
Измерение сопротивления изоляции подшипников проводится при температуре окружающей среды мегаомметром напряжением не менее 1000 В.
Измерение электрического напряжения между концами
вала проводится па работающей машине с помощью вольтметра с малым внутренним сопротивлением, при этом прибор присоединяется непосредственно к концам вала.
Испытание маслоохладителей и воздухоохладителей про- водится гидравлическим давлением в течение 30 мин. Если рабочее давление р в охладителях менее 0,5 МПа, испытательное давление принимается равным 1.5р, но нс менее 0.3 ЛШа; при большем рабочем давлении испытательное давление должно составлять 1,25р, ио не менее р + 0,3 МПа.
Определение КПД генератора. Для экспериментального определения КПД генератора используется метод отдельных потерь, который предусматривает два способа измерении потерь: калориметрический и самоторможения. Предпочтительным (по стандарту СЭВ 3559—82) является метод самоторможения.
Калориметрическим способом определяются механические потерн, потери в стали, а также добавочные потери гидрогенератора. С этой целью последовательно проводятся опыты холостого хода без возбуждения, холостого хода с возбуждением до поминального напряжения и установившегося симметричного короткого замыкания с номинальным током п обмотке статора. Потери в каждом опыте определяются количеством теплоты, отводимой охлаждающей средой, Дж (или охлаждающими средами, если различные части машины охлаждаются различными охлаждающими средами), при установившемся тепловом состоянии машины по формуле
ДР-^(9,-0,),
где Ve — объемный расход охлаждающей среды, mVc; Су — объемная теплоемкость охлаждающей среды, кДж/м3; 62 и в| — температура охлаждающей среды на входе в машину и при выходе из нее, еС. Для определения потерь испытуемый гидрогенератор приводится во вращение с номинальной частотой вращения в режиме ненагру- женного двигателя от другого гидрогенератора.
Для определения потерь способом самоторможения частота вращения испытуемого гидрогенератора доводится до значения, несколько превышающего номинальное, после чего источник энергии отключается и испытуемая машина свободно выбегает. При этом проводятся три опыта: самоторможение без возбуждения, при холостом ходе и поминальном напряжении возбуждения, в режиме симметричного короткого замыкания па выводах машины и номинальном токе в обмотке статора. Если обозначить найденные из опыта механические потери при холостом ходе без возбуждения АРмех. потери при холостом ходе и номинальном В03буЖДС1ГИИ &РХ. х, при коротком замыкании и поминальном токе статора ^Pк. >. то суммарные потери будут равны:
АР = АРК. з + АРХ, х — ДРмех;
коэффициент полезного действия гидроге кератора, %,
АРРНОМ + АРАРРНОМ + АР• 100.• 100.В соответствии с требованиями ГОСТ 10169—81 каждый опыт проводится не менее 3 раз. Во всех опытах определяется время, в течение которого частота вращения машины изменится от 1,1 до 0,9 номинальной частоты. Отсчеты по приборам, измеряющим электрические величины, производятся в момент прохождения испытуемой машиной синхронной скорости. Соответствующие потери из опыта самоторможения находятся по формуле
АР
РНОМ + АР
АР
РНОМ + АР
• 100.
• 100.
АР^Слнон-^-,
где С — постоянная самоторможения; ля— номинальная частота вращения; А/ — время, в течение которого частота вращения машины изменяется на Ал. Постоянная самоторможения С определяется по маховому моменту гидрогенератора или же опытным путем по данным измерений потерь в режиме неиагруженпого двигателя.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
К главам 1 —3
Гидроэлектрические станции/Под род. В. Я. Карелина н Г. И. Кривченко. М.: Энергоатомнздат. 1987.
Гидроэнергетические установкн/Под ред Д. С. Щавелева. Л.: Энергоиздат, 1981.
Использование водной энергни/Под ред. Д. С. Щавелева. Л.: Энергия. 1976.
<1. Кривченко Г. И. Гндраплическпс машины. М.: Энергоатомнздат. 1983.
Нормы технологического проектирования гидроэлектрических н гидроаккумулирующих электростанции: В НТ П-41 —85/ Минэнерго СССР. М.. 1986.
Основные положения по определению экономической эффективности гидроэнергетических объектов/Минэнерго СССР. М., 1981.
Справочник конструктора гядротур- бин/Под ред. Н. Н. Ковалева. Л.: Машиностроение, 1979.
Справочник по гндротурбинам/Под ред. Н. Н. Ковалева. Л.: Машиностроение, 1984.
Справочник по эксплуатации и ремонту гидротурбинного оборудовання/Под род. Е. П. Штерна. М.: Энергоатомнздат, 1985.
Эдсль Ю. У. Ковшовые гидротурбины. Л.: Машиностроение, 1980.
Экономика гидротехнического и водохозяйственного строительства/Под ред. Д. С. Щавелева. Мл Стройнздат, 1986.
Этинбсрг Э. И., Раухман Б. С. Гидродинамика гидравлических турбин. Л.: Машиностроение, 1978.
К главам 4, 5*
Иванов С. Л., Эдель Ю. У. Кавн- тацнонно-абразявный износ гидросилового оборудования ГЭС и меры борьбы с ним/ Обзорная информация. Информэнерго. М., 1979.
Карелин В. Я., Денисов А. И. Некоторые аспекты кавитационно-абразивного изнашивания элементов гидравлических машин: Сб. научи, трудов. Вып. 189./ МИСИ. М.: Стройнздат, 1983.
Международный код модельных приемо-сдаточных испытаний гидротурбин. Публикация МЭК № 193. Пер. с англ. Л.: ОНТИ ЦКТИ, 1967. Публикация МЭК № I93A. Пер. с англ. Л': ОНТИ ЦКТИ, 1974.
Носов С. И., Пылаев Н. И., Лившиц А. М. Новые электроды марки ЦН22 для кавитационно-стойкой наплавки деталей гндротурбин//Элсктрнческне станции. 1985. № 9. С. 26—27.
Эрозия/Под ред. К. Прис. М.: Мир, 1982.
Cavitation pitting evaluation In hy-
* См. также [8].
draulic turbines, storage pumps and pump- turbines. IEC STANDARD. Publication 609, 1978.
Klllmann I. Innenkorsevierung von WnsserkralUurbincn и nd Bcschichtung dcr nichtrostcndcn Edel slabLLaufschaufcln// OZE.1983.36, Nt 11 (нем.) (Антикоррозионная защита рабочих колес турбин).
К главам 6, 7 — см. [7, 10, 15, 18]К главе 8
Яблонский Г. А. Создание рабочего колеса повышенной надежное! и для ковшовой турбины: Авторсф. дне. на соиск. учен, степени кэнд. техн. наук. ЦКТИ нм. И. И. Ползунова. Л., 1985.
К глазам 9—13
Ананьин Б. Н. Расчет устойчивости системы регулирования группы гидроагрегатов с объединенным напорным трубопро- водом//Энергомашиностроение. 1976. № 5. С. 11 — 14.
Арефьев Н. В., Соколов Б. А. Расчет гидравлического удара явным методом конечных разностей//Тр. ЛПИ (Ленинградский политехи, нн-т). Вып. 361. 1978.
Варламов А. А. Выбор оптимальных размеров диффузорных кянллоп гид- ^омяшинУ/Эисргомашипостроепис. 1976.
г$ 5. С. 11 — 13.
Кривченко Г. И., Квятковская Е. В. Защита от аварий агрегатов ГЭС с осевыми турбинами/УЭлектрнческие станции. 1981. К» 6. С. 40—44.
Марбух В. А. Новая модификация электрогндравлического регулятора гидротурбин ЭГРИ-1//Энергомашиностроение. 1983. № 10. С. 4—7.
Семенов В. В. Управление частотой и активной мощностью агрегатов гидроэлектростанций: Диа на соиск. учен, степени докт. техн. наук. Л., 1976.
К главам 14—18
Гндрогенераторы/И. А. Глебов, В. В. Домбровский, А. А. Дукштау и др. Л.: Энергоиздат, 1982.
ГОСТ 5616-81. Генераторы электрические гидротурбинные (гидрогенераторы). Общие технические условия. М.: Изд-во стандартов, 1982.
Обнаружение дефектов гндрогене- раторов/Под ред. Л. Г. Мамиконянца н Ю. М. Элькинда. М.: Энергоатомнздат, 1985.
К главе 19 —см. [5, 8—10]
К главе 20
Малогабаритные гидротурбины со вспомогательными мехаиизмамн/Брно, ЧКД-Блаиско ЧССР, 1980.
Бахманн И. Стандартизация турбин для малых ГЭС//1п1сгпа11опа1 Water
Power .Hid Dam Construction. 1980. 32. .V'7. P. 10-12.
Серия малых гидроагрегатов. Стан- дартитанин гидротурбин и I операторов Фуджи Электрик. 1983. 60а. (См. также 1983. 62л. 66; 1984. 63. 64).
Штромер Ф„ Валк Э. Современные конструкции для малых гидроэлсктростаи- ций//О"2Е.7. Juli 1982. lahrgang. Р. 400—4 10.
Тейхман X. Т. Международная стандартизация малых ГЭС//1п|егнг'аопа1 Waler Power and Dam Construction. 1983. 35. № 5 P. 41-44.
Стандартизация малых гидротур- 6mt//Escher Wvss Milteilungen 1979. 52. № 2. P. 13—15.
Мощность и типы агрегатов для малых ГЭС. работающих на водотоке/ L. Da Dcppo, С. Datei, V. Fioretto, A. Ri- naldo//hiternalional Waler Power and Dam Construction. 1984. № 10. P. 33—37.
К главе 21
Васильев Ю. С., Претро Г. А. Гидроаккумулирующие электростанции. ЛПИ. Л.. 1984.
Гидроаккумулирующие электростан- цни/Под ред. Л. Б. Шейнмана. М.: Энергия, 1978.
Претро Г. А. Открытые и полуоткрытые ГАЭС//Энергохозяйство за рубежом. 1985. № 5. С. 34—36.
Претро Г. А. Полуподземные ГАЭС//Энергохозяйство за рубежом. 1986. № 1. С. 36-41.
Претро Г. А. Крупнейшие ГЭС н ГАЭС зарубежных стран (анализ статистических даиных)//Энергохозяйство за рубежом. 1980. № I. С. 38—42.
К главе 22 ♦
Карелии В. Я-, Новодережкин Р. А. Насосные станции гидротехнических систем. М.: Энергия. 1980.
Карелин В. Я-, Новодережкин Р. А. Насосные станции с центробежными насосами. М.: Стройиздат, 1983.
Крупные лопастные насосы для мелиорации, теплоэнергетики и водоснабже- ния/О. В. Захаров, В. 'С. Эрдрайх и др. М.: ЦИНТИхнмнефтемаш, 1979.
Крупные осевые и центробежные насосы/И. И. Киселев. А. Л. Герман и др. М.: Машиностроение. 1977.
Малюшенко В. В., Михайлов А. К. Энергетические насосы: Справочное пособие. М.: Энергоиздат, 1981.
Робожев А. В. Насосы для атомных электростанций. М.: Энергия. 1979.
К главе 23
Ка-пирин М. М., Лапшинов К. П. Конструкция насос-турбия на напоры до 120 м/Энергомашнностроенне. 1986. Аз 5. С. 10—14.
Обратимые гндромашнны/Л. П. Гряц-
* См. также [4].
ко. II. И. Зубарев. В А. Умов и др. Л.: Машиностроение, 1981.
К главе 24 ••
Аршексвский Н. Н. Обратимые гнд- ромашины гидроаккумулирующих электростанций. М.: Энергия. 1977.
Grein It., Baumann К. М. J. Die Ercignissc bei der Inbetriebselzung der Pumpturbine Viandcn 10//Escher Wyss Mit- teitungen. 1976. Heft 2.
Olclit A., Yokoyama T. Development of high — head single and double — stage reversible pump-lurbincs//Symposium JAHR. I960. Tokyo. P. 441—452.
Tanaka H., Tsunoda S. The development of high head single stage pump- turbines//Symposium 1AHR. 1980. Tokyo. P. 429—440.
К главе 25
Пылев И. М., Грянко Л. П. К вопросу о систематизации основных параметров лопастных гидромашни.//Изв. вузов. Энергетика. 1985. № 2. С. 100—106.
Исследование сооружений и оборудования гидроаккумулирующих электростанций: Сб. науч. трудов/МИСИ, М., 1978, № 171.
De Siervo F., Lugaresi A. Modern Trends in Selecting and Designing of Francis Type Reversible Pump Turbines//Water Power and dam Construction. 1985. № 5. P. 33—42.
Graeser J. E. Abaque pour pompcs et pompes-turbines reversibles. Lausanne, 1978.
К главам 26, 27
Волкова E. А. Мощные гидрогенераторы-двигатели зарубежных фирм для гидроаккумулирующих электростанции. М.: Информэлектро, 1978.
Пинский Г. Б., Пинская Т. И. Особенности конструкций мощных гидрогенераторов зарубежных фирм.//Электротехин- ческая промышленность. Электрические машины. 1983. Вып. 6(148). С. 13—19.
К главе 28 см. [1, 2, 4, 8, 10, 38, 49, 50] К главе 29
Варламов А. А., Вихирев В. А. Опыт эксплуатации горизонтальных осевых гидротурбин.//Энергомашиностроение. 1984, № 11. С. 37—39.
Douma A., Stewart G. D., Meier W. Straflo Turbine Annapolis Royal, Erstes Gezeitenkraftwerk in der Bay of Fundy// Escher Wyss Milteilungen. 1981. № 1—2. S. 3—11.
Miller И. Choice of hydro-electric equipment for tidal energy//Korea tidel powersymposium. Seoyl. 1978. №14—15. P. 19.
Wilson E. M. Tidal power reviewed// Water Power and Dam Construction. Vol. 35. 1983. № 9. P. 13—16.
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
Автоматизация гидрогенераторов 220 Аппарат:
направляющий пасос-турбипы 301 — турбины 22, 76
Быстроходность: насоса 292 насос-турбнпы 306 турбины 7, II, И Блок гидроагрегатый: ГАЭС 280 ГЭС 259 ПЭС 367
Вал:
генератора 211 турбины 76
Вибрация:
допустимая генератора 205, 389 испытания 382
Водовод:
деривационный 355 напорный 363 эквивалентный 160 Водоем ГАЭС 280 Водоприемник турбины 93 Воздухоохладитель генератора 219 Время:
остановки насос-турбнпы 353 — трехмашинного агрегата 354 пуска насос-турбины 353 — трехмашинного агрегата 354 торможения гидроагрегата 218
Всасывающс-отсасывающая труба насос- турбины 324
Высота:
всасывания насоса вакуумметрпческая
допустимая 292 — насос-турбнпы 317 отсасывания турбины 31, 34, 72
Гарантии регулирования 160, 164, 167 Генератор см. Гидрогенератор Гидравлическая турбина 5 активная 5, 6 вертикальная 6, 74 горизонтальная 6 диагональная 7 капсульная 7 ковшовая 7, 280, 282, 283 малая 269 осевая 7 поворотно-лопастная 6 пропеллерная 6 радиально-осевая 7, 283 реактивная 5, 6
Гидравлические потери в отсасывающей трубе 24, 163, 165 на выходе 165 на расширение 165 па трение 165 циркуляционные 165
Гидроабразивный износ 42, 43
Гидроагрегат: ГАЭС 280 — горизонтальный 252. 283 — двухмашинный 250. 281. 284, 343 — прямой 280 — обратимый 280. 254 двухскоростиой 284. 343 — трехмашинный 280. 281. 283, 343 — четырехмл шинный (раздельный) 280, 281. 282. 283 ГЭС 5 — вертикальный 269 — горизонтальный 269. 368 капсульный 88. 369 — — прямоточный 349 «Страфло» 372 малых ГЭС 269
Гндроаккумулнртющаяэлектростанция
(ГАЭС) 280. 301 высоконапорная 327 классификация 280 подземная 282, 283, 256. 328 смешанного типа (ГЭС-ГАЭС) 280, 281 (ГЭС-НС) 281. 282 средненапоризя 327
Гндромашнна обратимая (насос-турбина)
280, 281, 284, 283, 299 двухступенчатая 286 диагональная 284 многоступенчатая 280. 284, 285, 286 одноступенчатая 284. 286 радиально-осевая 284. 285
Гидрогенератор (генератор): зонтичный 206. 207, 221 капсульный 237 малых ГЭС 276 подвесной 206, 207
Двигатель вертикальный синхронный 329,.
Двигатель-генератор 335
— двухскоростной 343
Дефлектор ковшовой турбины 98
Длина активной стали 193
Заглубление агрегатов ГАЭС 327
Закладные и фундаментные части турбины 74
Законы (формулы) подобия: геометрического 9 динамического 10 кинематического 9
Закрытие регулирующих органов программное 167
Затвор кольцевой 81
Инерционная постоянная: агрегата (вращающихся частей) 360 водоводов 161,355 времени агрегата 161, 199, 360 проточного тракта насос-турбины 355
Индукция в зазоре генератора 193
317317
317
317
Испытания:
модельные гидромашии G3
кавитационные 32
натурные генераторов 385
турбин 376
Кавитационный запас:
критического режима 293
насоса 293
Кавитационный износ (эрозия):
насос-турбииы 317
турбины 29
Кавитация в гидромашпнах 29, 317
местная 36
профильная 36
щелевая 36
Камера:
подводящая 60
рабочего колеса 23
спиральная насос-турбииы 323
турбинная 14
прямоосная 14
спиральная 14, 74, 78
бетонная 15
металлическая 15
сталежелезобетонная 15
унифицированная 17, 18
Капсула агрегата 89
Класс турбины 5
Кожух турбины 94
Колесо рабочее:
насоса 295
насос-турбииы радиально-осевой 301
турбины 81
диагональной 85
ковшовой 98
осевой поворотно-лопастной 83
радиально-осевой 81
Колонка управления гидромеханическая 112
Колонна статора турбины 22
Командоаппарат 123
Контроль генератора тепловой 220
Контрподпятник капсульного генератора
241, 244
Корпус:
иасос-турбнны 326
статора генератора 208
турбины 53, 59
Коэффициент: быстроходности гпдромашнны обратимой 306
— насоса 292
— турбины 7, И, 14
износостойкости 45
использования активного объема 193,
340
кавитации гидромашины обратимой
— насоса 293
— турбины 31
мощности 192, 193, 335
перерегулирования 174
потерь насоса 292
саморегулирования нагрузки 99
— турбины 99
— системы 99
угона 198
КПД: нодопроиодящего тракта 280, 200 генератора 192. 196, 286, 390 гидроагрегата 259 гндроагрегзтного блока 259 гндроаккумулирования 286 насоса 286, 293 насос-турбииы 286, 317, 308 собственных нужд 286 трансформатора 286 трубы отсасывающей 25 турбины модельный 63 — натурный 63 полный 12. 63
Крестовина верхняя и нижняя гидрогенератора 211
Критерии моделирования 10, 32
Легкоразрушасмое покрытие 35 Логарифмические частотные характеристики 175
Лопатка направляющего аппарата 76
Маслонапорная установка (МНУ) 135 Маслонриемипк 86 Маркировка: генератора 216 насоса 29 насос-турбииы 307 турбины 51
Масса:
генератора 217, 222, 224 двигателя 330 двигателя-генератора 343, 336 подпятника 217 ротора 217, 222, 224 статора 222, 224 турбины 62 — удельная 62
Меры борьбы с износом гидротурбин 50 Механизм:
автоматического управления лопастями рабочего колеса 121 обратных связей 123 ограничения открытия 113 ручного управления 121
программного закрытия 121, 125 Моделирование:
агрегатов ГАЭС 364 кавитационных явлений 32
Модельные испытания см. Испытания модельные гидротурбин
Момент маковый: , генератора 198 гидроагрегата 198 двигателя 333 двигателя-генератора 336 Мощность:
водотока потенциальная 9
ГАЭС 341
гидроагрегата электрическая 9 гидрогенератора 192
активная (действительная) 192
зарядная 205
номинальная 192
полная (кажущаяся) 192
Мощность:
гидрогенератора реактивная 192, 206
— форсированная 252
двигателя-генератора 335
насос-турбины в насосном режиме 308
— в турбинном режиме 308.
турбины полезная на валу 9
Муфты сцсплсиия-расцспления ГАЭС 283, 284
зубчатые 283, 284
преобразователи момента гидравличе
ские 284
фрикционные (трения) 283, 284
Мультипликатор 372
Нагрев допустимый генератора 252
Нагрузка:
линейная 193
несимметричная 204
Напор:
брутто (гидроагрегатного блока) 9
геометрический (полный) 9
ГЭС 8
насоса 290, 292
насос-турбины 318
турбины гарантированный 249
— пусковой 249
— рабочий 9
— расчетный 249
— средневзвешенный 249
Напряжение гидрогенератора 192
Насос:
гидроаккумулирующей станции 287
двустороннего входа 290
двухступенчатый 297
диагональный 289
многоступенчатый 297, 299
осевой 287, 289
поворотно-лопастной 287, 289
центробежный 290
Насос-турбина:
диагональная 284, 326, 327
осевая 326
радиально-осевая 284, 285, 299
— многоступенчатая 280, 284, 327
— одноступенчатая 284, 286, 327
высоконапорная 325
Номограмма вибрации гидроагрегата 378
Обмотка статора 208
Обод ротора 210
Остановка агрегата:
ГЭС 124, 125
— аварийная 129
обратимого двухмашинного 351
из насосного режима 351
из режима синхронного компенсатора 352
из турбинного режима 351
Отсасывающая труба:
изогнутая 26
прямоосиая коническая 25
раструбная 28
унифицированная 28
Охлаждение генератора:
косвенное воздушное 214
самовеитнляцией 214
Охлаждение генератора:
принудительное 215
— воздушное 215
— жидкостное 215
— смешанное 215
Оценка качества переходного процесса 174
Панель электрооборудования регулятора 105
Перевод агрегата из одного режима в другой 352, 354
Перегрузка допустимая по току 203
Перепад давления масла в сервомоторах 163
Подача насоса 289, 290
Подпятник 212, 217, 220, 226
— капсульного генератора 241, 244
Подшипник:
направляющий 87, 214, 297, 303
опорный 94, 241
Полюс ротора генератора 210
Постоянная времени см. Инерционная постоянная времени
Потерн энергии в генераторе 197
Потеря привода обратимым агрегатом 361
Процесс переходный:
гидроагрегата ГАЭС 349
— — оперативный 349
— — особый 349
— ГЭС 163
Пуск агрегата:
ГЭС 123
двухмашинного в насосный режим 344, 351
— — асинхронный прямой 345
—■ — от вспомогательного электродвигателя пли пусковой турбины 348
частотный 346
асинхронный 347
асинхронно-синхронный 348
от другого агрегата 346
от статического преобразователя 346
— в режим синхронного компенсатора 352
— в турбинный режим 344, 351
трехмашинного 354
Распределитель турбины ковшовой 96
Расход:
насос-турбины
— в насосном режиме 319
— в турбинном режиме 319
— приведенный 307, 319, 328, 329
насоса см. Подача насоса
турбины 10
— приведенный 10, 53, 54, 58, 59
Расчет:
гарантий регулирования 172
гидравлического удара в водоводе 160, 363
МНУ 143
ожидаемого гидроабразивиого износа 49
переходного процесса в гидроагрегатах 166, 167
ГАЭС 363ГАЭС 363IIIIIIII
ГАЭС 363
ГАЭС 363
I
I
I
I
I
I
I
I
Расчет: переходного процесса в
ГЭС 167
системы охлаждения гидрогенератора 219
спиральной камеры гидромеханический 19
устойчивости системы регулирования 173
Регулирование обратимых гидромашин 360
Регулятор:
возбуждения генератора 232
вспомогательного 234
гидромеханический 102
частоты вращения агрегата малой ГЭС 278
электрогндравлнческнй 103
— ковшовой гидротурбины 126
— насос’турбины 127
Режим работы:
генератора 201
— асинхронный 204
— синхронным компенсатором 205
гидроагрегата ГАЭС 349
стационарный 349
—рабочий 349
— — — — насосный 301, 305. 349, 36
синхронного компенсатора
турбинный 301, 305, 306
промежуточный 349
противотока 312
пусковой насосный 349
холостогохода 349
торможение 348, 313
механическое 348
электрическое 348
— ГЭС 250, 251
переходный 124
эксплуатационный 258
двигателя 332
Ротор гидрогенератора 210, 226
Сброс нагрузки с гидроагрегата 125, 159
Сервомотор:
направляющего аппарата 78
индивидуальный 80
крыльчатый 81
насос-турбины 303, 304
торовый 81
рабочего колеса 86 .
Сердечник статора генератора 208
Система:
автоматического управления гидрома- шнной 98. 153. 157
микропроцессорная 133
возбуждения генератора 245
— двигателя 248
двигателя-генератора 248
насос-турбин 306
охлаждения капсульного генератора 239
аксиальная воздушная 239
водяная 240
радиальная 240
двигателя-генератора 338
пожаротушения 218, 220
турбин 6
циркуляции дистиллята 215
Сопло ковшовой турбины 97
Сопротивление индуктивное:
нулевой последовательности 195 обратной последовательности 195 переходное по продольной оси 194 полное обмотки возбуждения 194 свсрхпсрсходпос по оси поперечной 194 — — — продольной 194 синхронное по оси поперечной 194 — — — продольной 194
Статор:
генератора 208
насос-турбины 323
турбины 22, 78
Тип:
насоса 287
насос-турбины 307
турбины 7
Ток короткого замыкания 196
обмотки статора 192
Трубопровод см. Водовод
Турбина см. Гидравлическая турбина
Угол конусности отсасывающей трубы 25г 26, 325
охвата спирали 20, 324
подъема диффузора отсасывающей трубы 27
установки лопастей турбины 71
Удар гидравлический 160, 173
скорость волны 161
фаза 161
Уплотнение:
направляющего аппарата 81 насос-турбины 301 радиально-осевой турбины 82 Усилие осевое 13, 164, 314 Установка испытательная кавитационная 33
Устойчивость системы регулирования 173
Устройство комбинаторное 119
Характеристика:
гидроагрегатного блока рабочая 261
эксплуатационная 259
генератора рабочая 259
насоса универсальная 287, 294
— эксплуатационная 295, 298 насос-турбины рабочая насосная ЗН турбинная 311
— силовая 313
универсальная 309, 310, 372
четырехквадрантная 312, 313, 357
эксплуатационная 316 турбины рабочая 8
статическая расходно-моментная 168
универсальная типовая 65
эксплуатационная 73
Холостой выпуск турбины 166, 265
Частота вращения:
приведенная 10 синхронная 193 угонная 198
Энергия:
кинетическая 8
массы жидкости удельная 8 потенциальная 8
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 3
ЧАСТЬ 1. ОСНОВНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ГИДРОЭЛЕК- '
ТРОСТАНЦИИ5
Раздел 1. Турбинное оборудование ГЭС5
Глава 1. Системы и параметры гидравлических турбин .5
Классификация и области применения гидравлических турбин 5
Мощность потока, напор и мощность турбины8
Условия моделирования и критерии подобия 9
Приведенные величины и коэффициент быстроходности . . 10
Параметры гидротурбин . . И
Осевое усилие13
Глава 2. Турбинные камеры и другие элементы проточной части турбин14
Общие сведения о турбинных камерах 14
Унификация спиральных камер 17
Гидромеханический расчет спиральных камер19
Статор турбины22
Направляющий аппарат...22
Камера рабочегоколеса...23
.Глава 3. Отсасывающие трубы . . 23
Назначение отсасывающих труб, нх гидравлические и энергетические качества . . . 23
Типы отсасывающих труб и их размеры 25
Унификация отсасывающих труб28
Энергоэкономическос обоснование основных параметров отсасывающих труб29
Глава 4. Кавитация и кавитационная эрозия29
Условия возникновения кавитации и природа кавитационной эрозии . . . 29
Коэффициент кавитации и высота отсасывания . . . ; . 31
Оборудование и методика определения а. Кавитационные характеристики турбин32
Кавитация в поворотно-лопастных, радиально-осевых н ковшовых гидротурбинах . . . 35
Основные факторы, влияющие на интенсивность кавитационной эрозии36
Меры борьбы с кавитацией . 38
Международные рекомендации по оценке кавитационных разрушений гидротурбин и насос - турбин 40
Глава 5. Гидроабразивмый износ турбин . 42
Особенности износа гидротурбин наносами . ,42
Основные факторы, влияющие на гидроабразивный износ . . 43
Оценка истирающей способности наносов и определение межремонтного периода работы турбин проектируемой ГЭС . 45
Меры борьбы с износом гидротурбин 50
Глава 6. Номенклатура крупных гидротурбин 50
Общие сведения50
Номенклатура вертикальных поворотно-лопастных осевых и радиально-осевых гидротурбин 52
Номенклатура капсульных, диагональных и ковшовых гидротурбин 57
Стандартизация и унификация гидротурбинного оборудования 61
Масса гидротурбин . ... 62
Глава 7. Характеристики гидротурбин.62
Международные рекомендации по модельным приемо-сдаточным испытаниям гидравлических турбин62
Типовые универсальные характеристики гидротурбин . . . 65
Методы пересчета универсальных характеристик71
Построение рабочих и эксплуатационных характеристик . . 73
Г л ап а 8. Конструкции гидротурбин 74 8.1. Вертикальные радиально-осевые, поворотно-лопастные и диагональные турбины . . . 74 8.2. Горизонтальные капсульные гидроагрегаты с осевыми пово-
ротпо-лопастпымп гидротурбинами88
8.3. Вертикальные кошмовые турбины94
Раздел 2. Система автоматического управления гидромашинами98
Глава 9. Регуляторы частоты вращения гидротурбин...98
Общие положения.98
Классификация регуляторов частоты вращения гидротурбин 101
Электрогидравлические регуляторы 104
Электрическая часть ЭГР . . 105
Гидромеханическая часть ЭГР 112
Последовательность действия механизмов регулятора в переходных режимах . . . . 124
Системы регулирования ковшовых гидротурбин....126
Регуляторы для насос-турбин 127
Система управления направляющим аппаратом с индивидуальными сервомоторами . 128
Система управления аварийной остановкой гидротурбины 129
Системы регулирования гидротурбин с использованием микроЭВМ 133
Уравнения движения регулирующих органов162
Особенности переходных процессов гидроагрегатов с турбинами различных систем . . 163
Расчет переходных процессов гидроагрегатов с холостыми выпусками166
Программное закрытие регулирующих органов . . . . 167
Последовательность расчета переходного процесса ..167
Использование ЭВМ для расчета гарантий регулирования 172
Глава 10. Маслонапорные установки 135
Назначение, типоразмеры и работа маслонапорных установок 135
Основные узлы МНУ . . . 139
Выбор типоразмера маслона- порной установки . . . . 142
Маслоохладительная установка144
Маслонапорные установки на давление 6,3 МПа . . .145
Система автоматического управления маслояапорной установкой ....... 146
Электропанель автоматики . 150
Пусковые устройства электродвигателей 151
Датчики давления масла в гидроаккумуляторе. . .151
Датчики уровня . .... 152
Глава 11. Система управления механизмами и узлами гидротурбины . .153
Управление элементами гидротурбины 153
Измерение расхода и откачка дренажной воды156
Измерительные щиты и элек- тропансли156
Реле контроля частоты вращения гидроагрегата . . . 158
Глава 12. Гидромеханические переходные процессы гидроагрегатов. Гарантии регулирования159
12.1. Основные положения . . . 159 12.2. Уравнения гидравлического удара 160
12.3. Уравнение гидроагрегата . . 161
Глава 13. Расчет устойчивости системы регулирования173
Общие понятия о расчете устойчивости 173
Передаточные функции регуляторов 179
Передаточная функция объекта регулирования181
Пример расчета устойчивости системы регулирования с применением частотного метода . 187
Раздел 3. Гидрогенераторы ... 192
Глава 14. Основные данные по гидрогенераторам . . . . 192
Основные технические параметры . '192
Электромагнитные и энергетические характеристики . . . 193
Механические характеристики 193
Режимы работы201
Работа гидрогенераторов в режиме синхронного компенсатора205
Глава 15. Конструкции гидрогенераторов.206
Гидрогенераторы подвесного и зонтичного типов и область их применения206
Конструкции современных гидрогенераторов 208
Подпятники и направляющие *подшипники 212
Системы охлаждения . . . 214
Определение основных размеров216
Расчет расхода охлаждающей воды н определение размеров воздухоохладителей. . . 219
Автоматизация гидрогенераторов220
Конструкции крупных гидрогенераторов 221
Глава 16. Регуляторы возбуждения гидрогенераторов . . . . 232
Основные требования к регуляторам 232
Автоматический регулятор возбуждения сильного действия233
Автоматический регулятор возбуждения вспомогательного генератора 234
Перспективные регуляторы . 235
Глава 17. Генераторы капсульных гидроагрегатов . . . . 237
Основные параметры . . . 237
Системы охлаждения . . . 239.
Компоновка и конструкции . 241
Режимы работы и система возбуждения243
Примеры выполненных генераторов 244
Глава 18. Системывозбуждения • 245
Основные схемы245
Унифицированные системы возбуждения246
Системы возбуждения двигателей-генераторов ГАЭС и двигателей насосных станций 248
Раздел 4. Гидроагрегаты ГЭС 249
Глава 19. Выбор параметров и ком* поковка гидроагрегата 249
Выбор расчетного напора тур- бины к мощности генератора 249
Основные положения выбора гидротурбин 252
Примеры определения параметров гидроагрегата . . . 256
Коэффициент полезного действия и характеристики гидроагрегата н гидроагрегатного блока 259
Компоновка вертикальных гидроагрегатов с реактивной турбиной261
Схемы компоновки горизонтальных гидроагрегатов . . 266
Особенности компоновки гидроагрегатов с ковшовыми турбинами 267
Глава 20. Перспективные конструкции и компоновки гидроагрегатов малых ГЭС . . 268
Классификация малых ГЭС и требования к их оборудованию 268
Типизация гидротурбинного оборудования для малых ГЭС, область применения, конструктивные особенности .... 269
Гидрогенераторы, система регулирования н автоматизация работы .276
ЧАСТЬ 2. ОСНОВНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ГИДРОАККУМУЛИРУЮЩИХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ ..280
Раздел 5. Гидромашинное оборудование ГАЭС .280
Глава 21. Гидроагрегаты ГАЭС . . 280
Классификация ГАЭС и типы гидроагрегатов 280
Чстырехмашпнпая схема . . 282
Трсхмашинпая схема . . . 283
Муфты сцепления гидроагрегатов ГАЭС283
Двухмашинная схема . . . 284
Коэффициент полезного действия гидравлического аккумулирования энергии . . . , 286
Глава 22. Насосы ГАЭС .... 287
Классификация и основные параметры насосов287
Подбор насосов290
Конструкции крупных насосов ГАЭС 295
Глава23. Насос-турбины ГАЭС..299
Конструкция насос-турбины,299
Рабочее колесо301
Направляющий аппарат..301
Сервомотор направляющего аппарата303
Направляющий подшипник.303
Уплотнение вала . : ...305
Глава 24. Характеристики насос-тур- бин 306
Классификация, основные параметры н КПД насос-турбнн 306
Главные универсальные характеристики 309
Характеристики турбинного н насосного режимов обратимых гндромашин 310
Четырехквадрантные характеристики насос-турбнн..312
Силовые характеристики об
ратимого гидроагрегата..313
Эксплуатационная характеристика насос-турбины ...316
Особенности кавитации в обратимых гндромашииах..317
Глава 25. Выбор параметров насос- турбнн 318
Расход, напор и мощность гидравлической машины в турбинном и насосном режимах 318
Определение диаметра рабо
чего колеса и частоты вращения радиально-осевой насос- тгрбины 319
Определение габаритных размеров спиральной камеры и всасывающе-отсасывающеп трубы 523
Особенное!н ныбора параметров насос-1 урбин високона- порных ГАЭС325
Агрегаты ГАЭС с поворотно- лопастным насос-турбинамп . 32G
Предварительное определение параметров агрегатов ГАЭС по обобщенным зависимостям, основанным на аналогах . 327
Раздел 6. Электрические машины ГАЭС329
Глава 26. Вертикальные электриче
ские синхронные двигатели 329
2GJ. Характеристики, параметры и особенности конструкции . 329
Пусковые характеристики и режимы работы 332
Синхронные двигатели большой мощности для привода насосов 333
Глава 27. Электрические двигатели- генераторы 335
Номинальные данные и основ
ные параметры ...... 335
Компоновка и особенности конструкции 336
Системы охлаждения . . . 338
Подпятники 338
Двигатель-генератор Загорской ГАЭС339
Тенденция создания двигателей-генераторов 340
Раздел 7. Параметры и режимы работы гидроагрегатов
ГАЭС и ПЭС ■ . ■ 34!
Глава 28. Параметры и режимы работы гидроагрегатов ГАЭС341
Мощность гидроагрегатов в турбинном и насосном режимах 341
Пуск гидроагрегата в насосный, турбинный режимы и режим синхронного компенсатора 344
Режимы работы и виды пере
ходных процессов ГАЭС. . 349 28.4. Схемы перевода обратимого гидроагрегата из одного режима работы в другой . . . . 351 28.5. Динамические показатели переходных процессов и режимы регулирования обратимых гидроагрегатов ГАЭС . . . 355
Расчеты переходных процессов гидроагрегатов ГЛЭС с обратимыми гидроманшиами . 302
Глава 29. Гидроагрегаты ПЭС . . 367
Развитие конструкций гидроагрегатов ПЭС367
Гидроагрегаты ПЭС Сен-ЛАа-
ло и Рапс369
Насос-турбина Кислогубскоп ПЭС 370
Гидротурбина «Страфло» . .. 372
Проектирование оборудования Кольской ПЭС . . . . 375
Приложение. Натурные испытания гидроагрегатов ГЭС . 376
П.1. Натурные испытания гидротурбин 376
П.2. Натурные испытания гидрогенераторов 385
Списоклитературы391
Предметный указатель393
•• В ряде стран находят применение
Турбины, преобразующие гидравлическую энергию в механическую в основном ва счет потенциальной энергии потока, отнесены к классу реактивных турбин, а турбины, преобразующие гидравлическую энергию в механическую за счет кинетической энергии потока, отнесены к классу активных турбин [4, 5]
**См. также [49].
ГИДРОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ И ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ГиДРОэ\ЕКТРОСТАНи,и й
1
СПРАВОЧНОЕ ПО^ОБиЕ-
ГИДРОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕИ ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕОБОРУДОВАНИЕГИДРОЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
Справочное пособие
В двух томах
Под редакцией члена-корреспондентаАН СССР К). С. Васильева, заслужен-ного деятеля науки и техники РСФСРД. С. Щавелева
ТОМ 1
ОСНОВНОЕ ОБОРУДОВАНИЕГИДРОЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
Ба
МОСКВА ЭНЕРГОАТОМИЗДАТ 1988
DD1\УДКDD1\УДКгг2305020000-339051 (01)-882305020000-339051 (01)-88273-88Справочное издание273-88Справочное изданиеББК 31.56ББК 31.56
DD1\
УДК
DD1\
УДК
г
г
2305020000-339
051 (01)-88
2305020000-339
051 (01)-88
273-88
Справочное издание
273-88
Справочное издание
ББК 31.56
ББК 31.56
Г46
621.31.21.002.5(035.5)
Рецензенты: Гпдропроскт нм. С. Я. Жука, докт. техн, паук Д. А. Бутаев
Ангоры: .7. Ф. Абдурахманов, Б. Н. Ананьин, Ф. В. Аносов. О. С. Бабанов, П. М. Банков, А. А. Варламов. Ю. С. Васильев, В. А. Галкин, И. А. Глебов, Я. Б. Данилевич, Ю. А. Дегусаров. J1. А. Клявин, М. Ф. Красильников, Г. И. Кривченко. К. П. Лапитноо. Ю. Н. Лиуконен, В. С. Лы- чак, В. .М. Малышев, Л. П. Михайлов, Г. Б. Пинский, Г. А. Претро. | Н. И. Пылаев [, И. АГ Пылев, И. С. Самору- ков. О. П. Семечкин. А. А. Сотников. В. А. Умов, Д. С. Щавелев. Г. Я. Яблонский
Гидроэнергетическое и вспомогательное обору- Г46 дованпе гидроэлектростанций: Справочное пособие:
В 2 т./Под ред- Ю. С. Васильева, Д. С Щавелева—Т. 1. Основное оборудование гидроэлектростанций. — М.: Энергоатомиздат, 1988. — 400 с.: ил.
ISBN 5-283-01961-6
Даны технические параметры и материалы по подбору гидроэнергетического и гидромеханического оборудования ГЭС и ГАЭС: гидроагрегатов, гидротурбин, регуляторов скорости, гидрогенераторов, электрических двигателей, обратимых электрических машин.
Для инженеров и техников-гидроэнергетиков, гидротехников. а также преподавателей и студентов.
ГИДРОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ
И ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕГИДРОЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
TOMI ОСНОВНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ГИДРОЭЛЕКТРОСТАНЦИИ
Редактор В. В. Елистратов
Редактор издательства Л. Д. /Емелькина
Художественные редакторы Г. И. Панфилова. Б. Н. Туман Технический редактор Н. Н. Хотулева
Корректор AL Г. Гулина
И Б № 2676
Сдано в набор 10.02.88. Подписано в печать 22.07.88. Т-12565. Формат 70Х100'/«<- Бумага типографская Nt 2. Гарнитура литературная. Печать высокая. Усл. печ. л. 32,5. Усл. кр.-отт. 32,5. Уч .-изд. л. 42.12. Тираж 3500 экэ. Заказ 905. Цена 2 р. 60 к.
Энергоатомиздат. 113114 Москва, М-114, Шлюзовая наб., 10
Ленинградская типография Nt 2 головное предприятие ордена Трудового Красного Знамени Ленинградского объединения «Техническая книга» им. Евгении Соколовой Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. 198052. г. Ленинград, Л-52, Измайловский проспект, 29.
Отпечатано с набора в Ленинградской типографии Nt 4 ордена Трудового Красного Знамени Ленинградского объединения «Техническая книга» нм. Евгении Соколовой Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. 1АЮ00. Ленинград. Прачечный переулок. 6.
ISBNISBNISBNISBN5-283-01961-6 (Т. 1)©эпергоатомизла г. 1988
ISBN
ISBN
ISBN
ISBN
5-283-01988-8
Посвящается светлой памяти
Александра Александровича
Морозова