Определение номинального диаметра рабочего колеса

Выбор системы и типа гидротурбины

Определение рабочих напоров гидротурбины

ЭТАП 1. Выбор гидротурбины

Необходимо выбрать систему и тип турбины, номинальный диаметр рабочего колеса D₁ и частоту вращения n таким образом, чтобы при наименьших размерах турбины и генератора и при возможно больших значениях КПД обеспечить получение заданной номинальной мощности. При этом требуемая высота отсасывания Н_s для данной турбины должна соответствовать заданной величине (с точностью ± 0,5 м).

Выбор турбины производится по универсальным характеристикам (УХ), которые получены по результатам испытаний моделей.

Исходными данными при выборе турбины являются:

- требуемая мощность турбины N, кВт;

- расчетный по мощности напор Н _р, м;

- максимальный напор Н _max, м;

- располагаемая высота отсасывания Нs, м и др.

Н _р = ÑВУ _р - ÑНУ _р ;

Н _max = Ñ ВУ _max - Ñ НУ _{min ю}; (1.1)

Н _min = ÑВУ _min - Ñ НУ _max ;

где Ñ - отметки горизонтов верхнего и нижнего бьефов.

В формулах (1.1) условно не учитываются потери энергии в водоподводящих сооружениях ГЭС, что вносит определенную погрешность в значения действующих напоров.

Производится по величине максимального напора (табл. 1), так чтобы значение Н _max было бы близко к предельному напору Н _пред выбранного типа, но не превышало его, т.е. Н _max £ Н _пред.

Рекомендуемые диапазоны напоров для различных систем реактивных гидротурбин следующие:

- для осевых поворотно-лопастных (ПЛ) 3 – 80 м;

- для диагональных поворотно-лопастных (ПЛД) 40 – 170 м;

- для радиально-осевых (РО) 30 – 500 м.

Как видно из таблицы, где приведены основные параметры перечисленных типов турбин, на одни и те же заданные условия можно выбрать 2 –3 различных типа турбин.

Например, для Н _max = 58 м можно выбрать ПЛ60 - В, ПЛД60 - В60⁰ или РО75 – В.

Предварительное определение номинального диаметра рабочего колеса D₁ для выбранных типов турбин:

D ^*₁ = (N/(9.81* Q_I^' * h_м * H _p^1.5 ))^0.5 , (1.2)

где N [кВт] и H _p [м] – определены заданием.

Значения Q_I^', м³/с и КПД модельной турбины h_м принимаются в «расчетной точке» её УХ. Предварительно «расчетная точка» выбирается в области значений максимального приведенного расхода Q_I^' _max на линии, соответствующей оптимальной приведенной частоте вращения n_I^' _opt .

Полученная по (1.2) величина D^*₁ округляется до ближайшего стандартного значения в соответствии с данными таблицы 2.

Таблица 2

Ряд стандартных диаметров рабочего колеса (D₁, мм)

Для более полного и глубокого анализа возможных вариантов применения турбин на заданные параметры целесообразно принимать для дальнейшего рассмотрения оба значения D₁ - большее и меньшее. В некоторых случаях условия безкавитационной работы могут потребовать увеличения диаметра D₁, с тем, чтобы уменьшить приведенный расход и, соответственно, коэффициент кавитации (s) в рабочей точке.