ДОСЛіДЖЕННЯ РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ ЗДВОєННОГО КАПСУЛЬНОГО ПРЯМОТОЧНОГО ГіДРОАГРЕГАТУ Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

3. Красненьков В.И., Вашец А.Д. Проектирование планетарных механизмов транспортных машин. -М.: Машиностроение, 1986.

-272с.

4. Самородов В.Б. Генерация матричных моделей для гидрообъемно-механических трансмиссий произвольного вида //Системо-

техника автомобильного транспорта.- Харьков: ХГАДГУ, 1999.- С.61-68.

5. Самородов В.Б. Системный подход к генерации математических матричных моделей для планетарных механических и гидро-

объемно-механических трансмиссий произвольного вида //Вестник ХГПУ.- 1999.- Вып.46.- С.51-54.

6. Кристи М.К., Красненьков В.И. Новые механизмы трансмиссий. -М.: Машиностроение, 1967.- 216с.

7. Цитович И.С., Альгин В.Б., Грицкевич В.В. Анализ и синтез планетарных коробок передач автомобилей и тракторов. -Мн.:

Наука и техника, 1987. - 224 с.

8. Объемные гидромеханические передачи: Расчет и конструирование / О.М. Бабаев, Л.И. Игнатов, Е.С. Кисточкин и др.-Л.:

Машиностроение,1987.-256 с.

УДК 621.224

ДОСЛ1ДЖЕННЯ РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ

здвоенного

КАПСУЛЬНОГО ПРЯМОТОЧНОГО Г1ДРОАГРЕГАТУ

О.В. Потетенко

Кандидат техычних наук, професор, завщувач кафедрою*

Контактний тел.: (0572) 707-66-46

£.С. Крупа

Астрант денноТ форми навчання* Контактний тел.: (0572) 707-66-46 Е-таН^Ь|екг@таН.ш

В.Е. Дранковський

Кандидат техычних наук, доцент* Контактний тел.: (0572) 707-66-46 E-mail:drankovskiy@kpi.kharkov.ua *Кафедра "Гiдравлiчнi машини" Нацюнальний техшчний ушверситет «Хармвський полiтехнiчний

шститут» (НТУ «ХП1») вул. Фрунзе, 21, м. Хармв, 61002

У данш роботi представлет результати чисельного дослиджен-ня течи ридини в проточнш частит здвоеного ггдроагрегату капсульного типу. З використанням програми для розрахунку двомiрних течш розра-хован ктематичш характеристики першого робочого колеса для рiзних варiантiв циркуляци, що спрацьо-вуеться, побудований баланс втрат енерги в першш лопатевш системi

1. Вступ

Сучасш пдроагрегати, що мштять турбши пово-ротно-лопатевого типу, мають висок показники ККД, а також висою експлуатацшш якость Однак, верти-кальш поворотно-лопатевi турбши мають усе-таки не-достатньо широкий дiапазон регулювання по напору.

1снують гiдроагрегати горизонтально-капсульного типу з прямоосним проточним трактом, застосовуваш на низьконатрних ГЕС з Н= 3-25м [1].

Цi гiдроагрегати внаслiдок прямоосного тдведен-ня й ввдведення води i простоти форми проточного тракту при установщ в низьконатрних ГЕС мають переваги перед гщроагрегатами з вертикальними по-

воротно-лопатевими гщротурбшами (як по пропускай здатност i частотi, так i за енергетичними показни-ками). При цьому габаритш розмiри гiдротурбiнного блоку значно менше, нiж в осьових вертикальних по-воротно-лопатевих турбiнах [2;3].

Недолiком iснуючих прямоточних гiдроагрегатiв з турбшами такого типу е те, що вони працюють на низью капори до 25 м. Це пов'язано з тим, що в цих гщротурбшах вщсутня спiральна камера, i момент кiлькостi руху перед робочим колесом горизонтально-прямоточно! гвдротурбши створюеться колонами статора i напрямляючим апаратом, установленим перед робочим колесом. Тому, забезпечити перед робочим колесом необхщний високий рiвень моменту юлькосп руху тiльки за рахунок статора i напрямляючого апа-рата неможливо [3].

Дану проблему виршуе здвоений капсульний пря-моточний гвдроагрегат, з робочими колесами гвдро-турбши чи насос-турбiни дiагонального або осьового типу, що складаеться з двох турбогенераторiв, розта-шованих в одному водоводi послiдовно один за другим, об'еднаш единою системою регулювання з потршною комбiнаторною залежнiстю мiж вщкриттям спiльного для двох турбiн-генераторiв напрямляючого апарата i кутами розвороту лопатей робочих колш.

2.1. Опис конструкци та роботи здвоеного капсульного прямоточного гщроагрегата

На рис. 1 показаний здвоений прямоточний гщро-агрегат. Здвоений прямоточний пдроагрегат складаеться з водоводу 1, статора 2, стльного напрямляючого апарата 3, двох робочих колш пдротурбши 4 i 5, двох гiдрогенераторiв 6 i 7, та двох шахт 8 i 9. Кожне робоче колесо виконуеться осьового чи дiагонального типу. В данш роботi розглянутий варiант з двома робочими колесами осьового типу, перше - ПЛГ 25, друге - ПЛГ 15.

Рисунок 1. Проточна частина здвоеного капсульного гщроагрегата

Здвоений прямоточний пдроагрегат працюе в та-кий споиб.

Безциркуляцшний потж води (з нульовим моментом юлькост руху щодо о« агрегатiв) через водовiд 1, колони статора 2 натжае на лопатки напрямляючого апарату 3 (установлен на певне вщкриття). Проходя-

чи напрямляючий апарат 3, потiк попадае на робоче колесо 4 з певною циркулящею i приводить його в обертання. Обертання робочого колеса 4 передаеться на вал ротора (на кресленш не позначено) гщрогене-ратора 6. При цьому напрямляючий апарат 3 створюе частину моменту юлькосп руху, що спрацьовуеться робочим колесом 4, а робоче колесо 5 обертаючись у протилежну сторону, забезпечуе на виходi на оптимальному режимi безциркуляцшний потж. Тому, про-ходячи через робоче колесо 4, потж здобувае негатив-ну закрутку (циркулящю). З робочого колеса 4 потж з негативною закруткою надходить на робоче колесо 5, де спрацьовуеться ця циркулящя потоку, i потiк вихо-дить безциркуляцшним. Обертання робочого колеса 5 передаеться пдрогенератору 7. Пiдпiр, що створюеться робочим колесом 5, полшшуе енергокавиацшш характеристики робочого колеса 4, що дае можливкть експлуатацп робочого колеса 4 на напори ктотно вище напорiв граничних для кнуючих прямоточних пдроа-грегатiв.

У процеа роботи напрямляючий апарат 3 може змшювати кут вiдкриття (у залежносп вiд режиму роботи). Зi змiною вiдкриття напрямляючого апарата 3 через комбшаторний зв'язок змiнюються кути розвороту лопатей робочих колш 4 i 5 (потрiйне регулюван-ня), щоб забезпечити максимальний ККД у широкому дiапазонi регулювання.

Таким чином, використання здвоеного прямоточного гiдроагрегата iз системою регулювання з потршною комбiнаторною залежнiстю мiж вiдкриттям напрямляючого апарата i кутами розвороту лопатей робочих колш гiдротурбiн (послiдовне двоступшчасте створення i спрацювання напору i моменту кiлькостi руху), дозволяе штотно пiдвищити середньоексплу-атацiйнi показники, розширити зони експлуатацп по напорах i витратах, пiдвищити ККД, i дае можливкть застосування прямоточно! схеми на б^ьш високi напори. Крiм того, даний гiдроагрегат дозволяе одержати бшьшу потужнiсть при менших габаритах блоку ГЕС у плаш, у порiвняннi з двома паралельно працюючими агрегатами поворотно-лопатевого типу.

2.2. Проектування проточно! частини

Проектування лопатево! системи робочого колеса i чисельне дослщження !! характеристик здiйснюеться шляхом сумшного рiшення обернено! та прямо! задач обтжання решiток профiлiв, що базуються на прийня-тих моделях течп, гiдравлiчних втрат i геометрично! моделi робочого колеса [4;5].

Кожна ГЕС характеризуеться такими ушкальними даними як нашр, потужнiсть, синхронна частота обертання, витрата/подача тощо. Використовуючи фор-мули подiбностi, цi параметри можна звести до двох:

приведено! витрати i приведено! частоти обертання п/ . Вiдношення циркуляцш, що спрацьовуеть-ся на першому та другому робочих колесах визнача-еться рiвнянням Ейлера:

(дVцr)2 =1^

(1)

(2)

Так як Пг1 - Пг2 , то

(^Х = Н Ю2

(AVцr)2 ш, Н2

(3)

Щ величини е вхiдними даними при проектуванш робочих колiс гiдромашин.

В проточнш частинi здвоеного гiдроагрегата вста-новлено двi турбiни, вали яких розмщеш горизонтально (рис.1).

Перша турбша капсульна осьового типу ПЛГ-25, друга - капсульна осьового типу ПЛГ-15.

Перша турбiна спрацьовуе 70% напору, друга - 30%, тобто натр, що спрацьовуеться гiдроагрегатом можна визначити так:

н = н(1)+н(2)

(4)

де (1)- шдекс, що позначае перше колесо, (2)- вдекс, що позначае друге колесо.

Контури проточних частин пдротурбш турбш приймаемо вiдповiдно ДСТУ «Турбши гiдравлiчнi горизонтальнi капсульш»

Згiдно рiвнянню нерозривностi витрата через обид-вi турбiни однакова (припускаемо об'емнi втрати рiвнi нулю):

= , (5)

Дшсш оберти обох робочих колш визначаються по залежностi:

П() = (6)

Кутова швидюсть обертання робочих колiс до-рiвнюе:

пп

ю = — (7)

30 у '

Закрутки потоку перед i за робочими колесами визначено згвдно рiвнянню Ейлера

(у.^-(уд"=

га'

;(1,

(8)

у припущеннi, що на виходi з другого колеса закрутка потоку рiвна нулю, тобто

(У,^ = 0, (9)

По результатам розрахунюв було побудовано три-кутники швидкостей на входi та виходi лопатевих систем здвоеного капсульного пдроагрегату (см.рис.2).

Профiлювання лопатевих систем починаеться з другого колеса i виконуеться за допомогою метода роз-подшених вихорiв (метод Лесохiна) [4].

Даний метод, разом з шшими, широко використо-вуеться в практицi розрахунку осьових робочих колш насосiв i гiдротурбiн [2;3]. Згiдно цього методу тонкi слабо зiгнутi профiлi в решиках замiнюються вих-ровими шарами з певним законом розпод^ення ви-хорiв у= f(S) уздовж скелета. Для визначення форми профШв задаеться плоскопаралельний потж закон розподiлу вихорiв уздовж профiлю. Форму профiлю знаходять як лшж току сумарного вщносного потоку, швидкiсть якого в кожнш точцi може бути представлена векторною сумою швидкостi необуреного потоку i швидкостi, що iндуцюються в цш точцi всiма вихрови-ми шарами, замшюючими профiлi решiток [4].

Рисунок 2. Поле середшх швидкостей здвоеного капсульного пдроагрегату

Отриманi в результат розрахунку нескiнченно тонкi профШ потiм виконують тiлесними ("одягають" товщиною) за допомогою нерозрахункових прийомiв - по заданому закону розпод^ення товщини уздовж скелетно! лiнii профiлю(рис.3)

Рисунок 3. Середш профiлi лопатевих систем ПЛГ25-100 та ПЛГ15-100 здвоеного горизонтального капсульного пдроагрегату

2.3. Аналiз розрахунмв обтжання першо! лопатево! системи робочого колеса ПЛГ 25

Для ощнки енергетичних, кавиацшних, ерозiйних та ш. показникiв лопатевих систем робочих колш, що проектуються на рiзних режимах роботи розрахунко-вим шляхом визначають значення епюри швидкостей та тиску на лопатях робочого колеса.

В данш робоп розрахунок обтiкання середньо! решiтки першо! лопатево! системи на прийнятiй по-верхнi току i режимi роботи ( <0,[ - п' ) вiвся по методу ЦКТ1 [6].

По даним розрахунку обтжання лопатево! системи (по значенням i епюрам вщносно! швидкостi W(S) (рис.4) та коефвденту тиску р^) (рис.5) на лицьовш та тильнiй сторонi лопатi) на прийнятому режимi було визначено:

- параметри пограничних шарiв на лицьовш та тильнш сторонах лопатi та профшьш втрати;

- кути атаки, ударш втрати та вiрогiднiсть вщриву потоку на тильнiй/лицьовiй поверхнi лопап на рiзних режимах;

- циркуляцiйнi втрати;

- побудовано кшематичш характеристики першо! лопатево! системи

- ПЛГ 25-100 для рiзних варiантiв циркуляцп, що спрацьовуеться (рис.6);

- побудовано баланс втрат енергп в першiй лопате-вiй системi

ПЛГ 25-100(рис.7)

И1, и/с

Бкщна кромка

---гтжг- го

--------- I: ;. г. Г1.5 V_.-------------

............ </ - - 0.5

г" Вихздна вгромга

сторона щеку С [ np.il 1 и роэр|джйння

11. [ 0 2 0.3 0.4 ( * Об 0.7 0.« 0.9

____

В| ШН1 КрОМКЯ

Рисунок 4. Графк розподiлу вщносноТ швидкосп по поверхнi середнього профiлю робочого колеса

Рисунок 5. Графк розподту тиску по поверхнi середнього профтю робочого колеса

Рисунок 6. Юнематичш характеристики першоТ лопатевоТ системи ПЛГ 25-100 для рiзних варiантiв циркуляцп, що спрацьовуеться

2.4 Гiдравлiчнi втрати в робочих колесах

Дослвдження кшематичних та енергетичних характеристик робочих колш здвоеного гiдроагрегату про-водилося з використанням прямо'! задачi за методикою ЦКТ1 [6].

У робочому коле« осереднеш сумарнi гiдравлiч-т втрати Ь визначалися як сума усереднених по витрап профiльних Ьпр, циркуляцiйних Ьц , ударних Ьуд втрат _

Ьсум = Ьпр +Ьц +Ьуд , (10)

Проф^ьш втрати обумовленi в'язкими втратами в пограничному шарi просторово'! решiтки робочого колеса i визначенi як середньо штегральна величина втрат тертя в елементарних решиках W2

^ = ^ ^

-ч

пр ч-^^н

dQ ,

(11)

де ^ - коефщент тертя елементарно'! решiтки на по-верхнi току, що обтiкаeться шаром змшно! товщини, i визначений за методикою Раухмана Р.С.[6]

2CIL (12)

^тр

де

С =

t2sin Р2 0,0153

Яе =

V

Яе^

Щ

V к /

\2

ч 3.8

76

dS

3.8

76

dS

(13)

(14)

(15)

Проф^ьш втрати визначаються при припущеннi безввдривного обтiкання профiлю, причому погранич-ний шар приймаеться повнiстю турбулентним.

Циркуляцшш втрати обумовленi наявнiстю окружно! складово! швидкостi за робочим колесом

Ьр = 1 Г р 2gн .

(16)

6

7

ь

Ь

+

Ударш втрати обумовлет локальним вiдривом по току при обтжанш вхiдноi кромки — 1 V2

ьуд = öJ(ctgß»pi2 -ctgß1)22-HdQ ,

Висновки

(17)

де ßnpi,2 - граничнi кути натiкання потоку на решику, при яких ще вiдсутнiй вiдрив.

Дисковi, кромковi та об'емт втрати в данiй робоп не враховувалися.

По результатам розрахункiв було побудовано баланс втрат енергп в першш лопатевiй системi ПЛГ 25-100 (рис.7).

Рисунок 7. Баланс втрат енерги в лопатевш системi ПЛГ 25-100 при n = 170 об/хв

1. Проведено огляд i аналiз можливостей просу-вання горизонтальних пдротурбш на високi напори. Обгрунтовано спiввiдношення вибраних режимних параметрiв робочих колю, вiд величини циркуляцii, що спрацьовуеться.

2. Проведенi розрахунковi дослщження лопатевоi системи першого робочого колеса дозволили отримати кiнематичнi характеристики потоку на входi та виходi та побудувати баланс втрат при n4 = const.

3. Отримаш результати розрахункового дослщ-ження лопатевоi системи першого робочого колеса повиннi враховуватися при проектуванш лопатевоi системи другого робочого колеса.

Лiтература

1. Ковалев Н.Н. Гидротурбины, Л., «Машиностроение», 1971, с. 69

2. Свинарев Г.А., Меловцов А.А. Горизонтальные капсульные гидротурбины осевого типа.- Киев.: Наукова думка, 1969.

3. Семенов В.В. Прямоточные гиротурбоагрегаты высокой и сверхвысокой быстроходности. М.-Л.: Государственное энергетическое издательство 1959.

4. Гутовский Е.В., Колтон А.Ю. Теория и гидродинамический расчет гидротурбин. -Л.: Машиностроение, 1974.

5. Этинберг И.Э., Раухман Б.С. Гидродинамика гидротурбин. - Л.: Машиностроение, 1978.

6. Раухман Б.С. Расчет обтекания пространственных решеток профилей с программированием на ЭВМ. РТМ. 24.023..21.-Л.: ЦКТИ, 1972.