Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Обзор литературных материалов и постановка задачи
1.1. Уплотнения рабочих колес, применяемые для радиально-осевых гидромашин ' 12
1.2. Влияние параметров уплотнений рабочих колес на эффективность и силовые характеристики радиально-осевых гидромашин 21
1.2.1. Влияние параметров уплотнений рабочих колес на потери энергии 21
1.2.1.1. Влияние параметров уплотнений рабочих колес на объемные потери 21
1.2.1.2. Влияние параметров уплотнений рабочих колес на дисковые потери 27
1.2.2. Влияние параметров уплотнений рабочих колес на нагрузки, действующие на ротор гидромашины 31
1.2.2.1. Влияние параметров уплотнений рабочих колес на осевые силы 31
1.2.2.2. Влияние параметров уплотнений рабочих колес на радиальные силы 34
1.3. Краткая характеристика методов оптимизации для функций нескольких переменных 41
1.4. Постановка задачи и выбор объектов исследования 60
ГЛАВА 2. Методики расчета потерь и нагрузок на рабочих колёсах радиально-осевых насос-турбин, связанных с параметрами их уплотнений
2.1. Методика расчета объемных, дисковых потерь и осевых сил 62
2.2. Методика расчета гидродинамических радиальных сил 68
2.3. Методика расчета сил в уплотнениях рабочих колес 76 )
ГЛАВА 3. Результаты расчетных исследований и их анализ
3.1. Краткая характеристика объектов исследования 80
3.2. Варьируемые параметры радиально-осевых насос-турбин и радиальных уплотнений их рабочих колес 83
3.3. Результаты расчетов потерь в рабочих колесах 88
3.3.1. Турбинный режим 88
3.2.1. Насосный режим 97
3.4. Результаты расчетов сил на рабочих колесах 106
3.4.1. Осевые силы 106
3.4.1.1. Турбинный режим 107
3.4.1.2. Насосный режим 111 і 3.4.2. Силы в уплотнениях рабочих колес 115
3.4.2.1. Турбинный режим 115
3.4.2.2. Насосный режим 118
3.4.3. Гидродинамические радиальные силы 121
3.4.3.1. Турбинный режим 121
3.4.3.2. Насосный режим 121
3.5. Общий анализ полученных результатов и выводы по главе 3 124
ГЛАВА 4. Методика выбора параметров уплотнений рабочих колес радиально-осевых насос-турбин на основе методов оптимизации
4.1. Обоснование выбора параметров оптимизации 129
4.2. Алгоритм оптимизации 136
4.3. Краткая характеристика программы расчета на ПЭВМ 138
ГЛАВА 5. Результаты расчетов и рекомендации по выбору параметюв уплотнений радиально-осевых насос-турбин
5.1. Основные параметры ГАЭС с радиально-осевыми НТ, для которых использована методика выбора параметров уплотнений рабочих колес 141
5.2. Расчеты по методике выбора параметров уплотнений и их анализ 143
5.2.1. Турбинный режим 143
5.2.2. Насосный режим 158
5.3. Выводы по главе 5 и рекомендации по выбору параметров уплотнений рабочих колес 169
Основные результаты и общие выводы 172
Литература
- Влияние параметров уплотнений рабочих колес на потери энергии
- Методика расчета гидродинамических радиальных сил
- Варьируемые параметры радиально-осевых насос-турбин и радиальных уплотнений их рабочих колес
- Краткая характеристика программы расчета на ПЭВМ
Введение к работе
Энергетика относится к прогрессирующим отраслям и служит основой всей экономики. Установленная мощность всех электростанций Российской Федерации на 1996 год составила 215,3 млн. кВт, в том числе тепловых-150 млн. кВт (69,5%), гидравлических-44 млн. кВт (20,5%), атомных-21,3 млн. кВт (10%). Развитие энергетики в последнее время отмечено двумя устойчивыми тенденциями: выработкой значительной части электроэнергии на АЭС и ТЭС, эффективно работающих в базисе нагрузки, а также ростом неравномерности графиков нагрузки энергосистем. На рис. 1 в качестве примера приведен график нагрузки энергосистемы [41].
Неравномерность потребления электроэнергии вызывает
необходимость в создании маневренных источников мощности, в первую очередь, таких, как: ГЭС, ГАЭС, ГТУ и ТЭС (с установками, работающими по парогазовому циклу). Анализ сравнительной эффективности их применения показывает, что в большинстве случаев использование ГАЭС для работы как в пиковой, так и в полупиковой зонах графиков нагрузки энергосистем является наиболее эффективным. Отличительной особенностью и преимуществом гидроаккумулирующих электростанций по сравнению с остальными маневренными источниками мощности является участие в регулировании графика нагрузки мощностью в насосном и турбинном режимах. Другим достоинством ГАЭС является высокая маневренность: так для набора полной мощности из состояния покоя требуется 1,5...2 минуты, а из состояния вращающегося резерва 40...5Осек. Работая в турбинном режиме, агрегаты ГАЭС вырабатывают энергию в утренние и дневные часы суток, работая в насосном режиме - заполняют ночные провалы, обеспечивая тем самым загрузку блоков ТЭС и АЭС. Кроме того, ГАЭС могут в значительной степени обеспечивать динамическую устойчивость систем при различных возмущениях, а также перспективны
IN,
0,75
0,50
0,25
і
0 6 12 18 24ц
Рис.1 Схема графика нагрузки энергосистемы (2NC - относительная суммарная мощность системы)
с точки зрения комплексного использования возобновляемой энергии.
Мировая практика показала целесообразность и высокую
экономичность сооружения мощных энергокомплексов. Одним из таких
к ' примеров служит Южно- Украинский энергетический комплекс. В его состав
входят АЭС, ГЭС и Ташлыкская ГАЭС. В настоящее время в мире действуют
более 200 ГАЭС суммарной установленной мощностью около 90 млн. кВт.
ГАЭС могут быть выполнены по четырех-, трех- и двухмашинной схеме. С начала 50-х годов установилась тенденция сооружения ГАЭС по двухмашинной схеме, с обратимыми гидроагрегатами состоящими из насос-турбины и двигателя-генератора.
Наибольшее распространение получили насос-турбины радиально -
осевого типа. Установленная мощность ГАЭС в России составляет 0,81% от
суммарной мощности всех электростанций, в то время как доля ГАЭС в
энергосистемах Японии, США и ряда других промышленно развитых стран
ф составляет 4...5%. По «Основным положениям программы развития
гидроэнергетики на ближайший период до 2010-2015гт. и более отдаленную
перспективу» намечено строительство Волоколамской, Средневолжской, началось строительство второй очереди Загорской ГАЭС.
Главными направлениями развития насос-турбин являются [32, 36, 65, 119]:
повышение быстроходности;
повышение надежности работы;
улучшение энергетических и кавитационных характеристик;
рост единичных мощностей.
Таким образом, к основным характеристикам обратимых агрегатов
ГАЭС относятся эффективность и надежность. Их одновременное
качественное обеспечение вызывает сложности по ряду причин. Во-первых,
Ф повышение быстроходности наряду с уменьшением размеров
J гидравлической и электрической машин приводит к росту неравномерности
параметров потока, в первую очередь, - на напорной стороне рабочего
колеса. Это увеличивает нагрузки на нем, в том числе - радиальные, и ухудшает надежность работы агрегата. Во-вторых, ввиду значительных мощностей и высокой стоимости электроэнергии, естественно стремление повышать объёмный и механический КПД, а, значит, и общий КПД. С этой целью радиальный зазор в уплотнении РК стремятся делать технологически минимальным, не превышающим 0,001 Онап (Аил - напорный диаметр РК). Для уменьшения же дисковых потерь целесообразно принимать минимальной длину уплотнения. С учетом значительных гидродинамических радиальных нагрузок на РК крупных насос-турбин, достигающих 0,5...2 МН и более [24, 36, 37], указанный выше подход к повышению КПД не способствует повышению надёжности работы агрегатов ГАЭС. Таким образом, для повышения эффективности и надежности гидроагрегатов необходимо проводить всестороннее изучение работы уплотнений их рабочих колес.
Для насос-турбин ГАЭС характерно большое число возможных режимов работы [33, 41]. Из них - 5 установившихся (стационарных) режимов: 2 основных (насосный и турбинный), вращающегося резерва, 2 - синхронного компенсатора (двух направлений вращения) и более 20 видов переходных процессов (как плановых, так и двух аварийных: после сброса нагрузки в турбинном режиме и после потери привода - в насосном).
К. Каспар [88] исследовал надежность узлов и агрегатов ГАЭС и ГЭС на основе опыта эксплуатации сравнительно большого числа гидроагрегатов в Германии в период с 1913 по 1983 год. Им получены статистические данные по отказам узлов гидромашин. Поломки и неисправности подшипников, НА и рабочего колеса приводят к 63% выхода из строя насос-турбин, крышки и статорных частей - к 18%, уплотнений - к 11%, передаточных устройств - к 8%. Причем причиной отказа в 22% случаев являлись чрезмерные нагрузки.
Аналогичное исследование было проведено В. Нилссли и А. Энжелой [94]. Ими был проанализирован опыт эксплуатации 55 зарубежных обратимых гидроагрегатов. Результаты исследования сведены в таблицу 1.
Таблица 1
Число простоев одного гидроагрегата складывается из среднего числа вынужденных простоев в год X и среднего числа запланированных простоев в год Zp. Тогда время общего бездействия в вынужденном простое Т„:
TB=2T^+STp,
где Тх- суммарное время вынужденных простоев в год, а ЕТр-суммарное время запланированных простоев в год. Коэффициент бездействия Кв показывает, какую часть времени года агрегат не работает и определяется по формуле:
# Кв=(Тв/Тг)100%,
где Тг-количество часов в году.
Количество простоев агрегата на один пуск равно
^=(^+ ZpW* где Ng-среднее число пусков в любом режиме в год.
Авторы исследования делают вывод, что наименее надежным элементом конструкции обратимого агрегата являются лопатки НА. А самые длительные потери времени на простой происходят при неисправности РК, направляющего и упорного подшипников. Эти неисправности появляются под действием радиальных и осевых сил, вызываемых потоком протекающей жидкости, что связано в том числе и с износом уплотнений.
Данная диссертационная работа посвящена комплексному исследованию влияния параметров уплотнений РК радиально-осевых насос-турбин с целью повышения надежности и эффективности работы обратимых гидроагрегатов, а также - созданию методики по выбору этих параметров на основе снижения потерь.
Влияние параметров уплотнений рабочих колес на потери энергии
Объёмные потери возникают за счёт протечек жидкости через зазоры в уплотнениях между роторными и статорными элементами гидромашины и оказывают влияние на эффективность ее работы. В таблице 1.1. приведены данные [36] о влиянии износа или срыва уплотнений на изменение объемных потерь. Так, срыв уплотнений приводит к увеличению объемных потерь в % 2,4... 12 раз, при этом относительные объемные потери достигают 1,2... 3,7%. Определение расхода жидкости основано на вычислении гидравлических сопротивлений кольцевых щелей. Исследование гидравлических сопротивлений каналов различной формы - сложная задача. Трудность ее решения возрастает при переходе от гладких щелевых к лабиринтным или к елочным уплотнениям - в связи с изменением геометрических параметров каналов по пути следования жидкости.
На сопротивление щелевых уплотнений РК имеют влияние многочисленные факторы: режим работы гидромашины, геометрические параметры уплотнения, его тип, входные потери, отклонение поверхностей уплотнений от правильной цилиндрической формы, перекосы осей внутренней и наружной поверхностей, эксцентриситет и др.
Составляющую в общем КПД, связанную с протечками через уплотнения, находят по зависимости: TiqKQ-Qyr.VQ» где Qyr - расход жидкости (утечки) через уплотнение, который вычисляют по формуле: 7Др (1.3) ф Qyr o A где-Dyn диаметр уплотнения, -коэффициент гидравлического сопротивления; р - плотность жидкости; Ар-потери давления жидкости в уплотнении. Принимая во внимание неразрывность потока жидкости в уплотнении, коэффициент потерь определяют как сумму коэффициентов: /LL С = СвХ + " + вых + WZCa (14) где х, вых - коэффициенты местных гидравлических потерь соответственно на входе и на выходе; X - коэффициент сопротивления трения по длине; z-число ячеек расширения ( для лабиринтного уплотнения ).
Для расчета объемных потерь необходимо иметь геометрические характеристики уплотнений и знать различные коэффициенты потерь. Их определение осуществляется по имеющимся аналогам, экспериментально или теоретически. Используются формулы В. А. Зимницкого [16], Ю. Ямады [117] и других исследователей. В. А. Марцинковский провел анализ [34] влияния характера течения жидкости в уплотнении на значение коэффициента X и оценку ряда формул, рекомендуемых для учета этого влияния. Установлено, что формулы дают хорошую сходимость с экспериментальными данными при относительных зазорах 6о/г=0,0136...0,115. При &Уг 0,01 и при больших значениях Re точность этих формул уменьшается. Это можно объяснить влиянием вибрации вала, наличием эксцентриситета и изменением его во времени. Режим течения в щелевом уплотнении и эксцентриситет оказывают влияние на гидравлическое сопротивление щели. При ламинарном режиме и отсутствии эксцентриситета вращение слабо влияет на гидравлическое сопротивление щели. При наличии эксцентриситета влияние вращения проявляется и при ламинарном течении. При ламинарном вихревом режиме это влияние очень слабое. При турбулентном и турбулентно вихревом режиме в концентричной щели влияние вращения на гидравлическое сопротивление щелей проявляется наиболее сильно. При турбулентном режиме течения в эксцентричной щели, по аналогии с турбулентным течением через эксцентричные щели с неподвижными стенками, где изменение расхода не превышает 20% при максимальном эксцентриситете, можно считать влияние эксцентриситета на гидравлическое сопротивление малым [34]. Наличие эксцентриситета в цилиндрических щелях на всех режимах течения приводит к уменьшению гидравлического сопротивления.
Для вычисления коэффициентов гидравлического сопротивления можно применять теорию длинных и коротких щелей, предложенную в диссертационной работе Г.И. Фёдоровой [56]. В ней была принята единая модель течения для расчета коэффициента гидравлического сопротивления для ламинарного и турбулентного режимов течения несжимаемой жидкости в щелевых каналах, согласно которой в потоке выделяют две области: I -начальный участок; П - развитый поток (рис.1.12). На начальном участке происходит формирование профиля скорости. Принимают, что во входном сечении скорость одинакова по высоте щели и равна среднерасходной. За входным сечением вследствие трения на стенках поток разбивается на три зоны. В центральной зоне, представляющей собой ядро потока, жидкость движется с одинаковой по высоте скоростью. Две боковые зоны являются пограничными слоями.
На практике возможны два случая: 1. Вся щель является начальным участком; 2. Начальный участок меньше длины щели. Расчетные методики в этих случаях различны. Концентричные щели разделены на два типа: а) Короткие щели, длина которых меньше или равна длине начального участка (L 1H); б) Длинные щели, длина которых больше длины начального участка (1 1н). Длину начального участка рассчитывают по формулам [7]: для ламинарного режима / = 0,01297RexS0/L, ц для турбулентного режима UwKtF .60/L. (1.6) Здесь Г„ =l„/L.
В соответствии с формулами (1.5) и (1.6) длина начального участка зависит не только от геометрии щели, но и от режима течения жидкости. В -связи с этим одна и та же щель в зависимости от значения числа Рейнольдса-Rez может быть "короткой" или "длинной".
Методика расчета гидродинамических радиальных сил
Для расчетов радиальной силы на установившихся режимах работы в насосном режиме применялась экспериментально проверенная методика, разработанная на кафедре гидромашиностроения ЛПИ им. М. И. Калинина в ходе диссертационного исследования Е. Т. Гушана [8, 11, 12, 13, 31]. Методика, учитывает особенности насос-турбин. Проводя расчет гидродинамической PC в НТ, необходимо решить задачу нестационарного обтекания трехрядной решетки профилей (рис. 2.3) вязким пространственным потоком, причем, как в оптимальной зоне, так и на нерасчетных режимах. В настоящее время решение такой задачи не представляется возможным. Поэтому были приняты следующие основные допущения: рассматривалась стационарная, плоская задача; учет вязкости жидкости проводился приближенно. Схема гидродинамических решеток профилей на напорной стороне рабочего колеса насос-турбины: 1 - рабочее колесо; 2-поворотный НА; 3 - колонны статора; 4 -спиральная камера
Как отмечалось в гл. 1, PC состоит из двух составляющих: действующей на наружную поверхность РК и определяемую путем интегрирования сил давления на эту поверхность; действующей на внутреннюю поверхность рабочего колеса, для ее вычисления применяют уравнение количества движения.
Таким образом, для расчета PC на установившихся режимах работы необходимо знать распределение статических давлений по высоте НА, а также - в пазухе между покрывающим диском и камерой РК. Опираясь на результаты экспериментальных исследований, приведенных в работе И. А. Трубникова [50], принималось допущение о сохранении эпюры распределения статических давлений по окружности РК на напорной стороне и в области нижней пазухи по всей высоте покрывающего диска.
Тогда для рабочего колеса радиально-осевой НТ выражение для определения PC имеет вид: Рг- РЇ, (2.22) где проекции PC на оси хиу вычисляли по зависимостям: ггъ ік ґгж і \ Pn=-\\P1rdroo&qjd p-bldrJ \P2ca& pdq -pb2r2 \V22rcospdp- \V2\V2\sia pd p \» о о v о о ) гпгг 2« Ґгж г» \ Р» = -ЦРг гып&Ф-ЬгЛ JPz pdq -pb2r2 $V22rsm pd p- JVIV2\con pd p 0»i 0 \o о J Для нахождения направления силы применяли формулу: (p-arctgtPJPry). (2.23)
В приведенных выше формулах: Рг -статическое давление; V H V u--радиальная и окружная составляющие абсолютной скорости на напорной стороне РК; Ъга -ширина РК на напорной стороне, включая толщину дисков; гі и г2 _ минимальный и максимальный радиусы наружных поверхностей дисков колеса.
Расчеты проводили в следующей последовательности: 1. Задавали исходные данные. Для расчета необходимы рабочие характеристики насосного режима, а также полные геометрические параметры (схема на рис. 2.4) проточной части насос-турбины, а именно: размеры спиральной камеры и ее зуба; профили, радиусы входных и выходных кромок и углы наклона колонн статора; профиль, высота и радиусы расположения лопаток НА; степень открытия лопаток направляющего аппарата и соответствующий угол наклона их хорды к окружному направлению; геометрические размеры РК; взаимное расположение элементов проточной части. Рис. 2.4. Схема напорного участка проточной части радиально-осевой насос-турбины 2. Задавали граничные условия течения жидкости в спиральной камере. Согласно [3] граничные условия задавали в радиальном сечении спиральной камеры, проходящем через первую колонну статора и в сечении на выходе из спиральной камеры (на рис. 2.4 обозначены как Fi и д соответственно): F=Fi Vck= Vckl, F=F V VjrQ/Fa. 3. Рассчитывали средние значения окружных скоростей и расходов в сечениях спиральной камеры.
Окружные скорости рассчитывали в сечениях, проходящих через выходные кромки статора и сечения, которые являются граничными. Расчет средних окружных скоростей осуществляли по формуле: Гск - Д Ґ \Х 2L ,где (2.24) V In L и известным граничным условиям. Далее вычисляли расходы в определенных ранее сечениях спиральной камеры по формуле: Q-VAF,. (2.25) 4. Определяли расходы в каналах статора.
Расход жидкости через первый канал статора равен расходу в радиальном сечении спиральной камеры, проведенном через выходную кромку первой статорной колонны, считая от зуба спиральной камеры. Расходы в последующих каналах определяли как разности расходов в радиальных сечениях, проходящих через выходные кромки соседних колонн. Таким образом, согласно рис. 2.4: Qcm=Qbm-Qan, (2.26) 5.Определяли параметры потока на среднем радиусе начального участка каналов направляющего аппарата. Рассчитывали расходы через каналы, образованные лопатками НА, используя линейную интерполяцию, по зависимости:
Варьируемые параметры радиально-осевых насос-турбин и радиальных уплотнений их рабочих колес
Рассмотрение данных, представленных на рис. 3.4 и 3.5, показывает, что принятые на обеих исследуемых ГАЭС параметры уплотнений соответствуют середине выбранного выше расчетного диапазона (кроме длины нижнего уплотнения).
Результаты расчетов потерь в рабочих колесах
Объемные и дисковые потери в рабочих колесах радиально-осевых гидроагрегатов ГАЭС рассчитывали по методике (см. п.2.1), предложенной В. В. Макаровым [36] и реализованной им в виде программы расчета для ПЭВМ. В качестве результатов расчета были получены значения протечек через верхнее и нижнее уплотнения -q (м3/с), относительных объемных потерь-q (%) и сумм объемных и дисковых noTepb-Spoter(%).
По результатам расчетов было построено около 600 графиков зависимостей относительных объемных потерь и сумм объемных и дисковых потерь от параметров уплотнений и режимных параметров. При анализе использовались все графики, построенные для двух ГАЭС. Ниже в качестве примеров приведены некоторые из них.
Результаты расчетов потерь в турбинном режиме
По результатам проведенных расчетов ниже приведены следующие графики: Относительные (по отношению к номинальному расходу) объёмные потери в зависимости от длины и типа нижнего уплотнения для гидроагрегатов Загорской ГАЭС и Ташлыкской (рис.3.6. и 3.7.); Суммарные потери (сумма относительных объёмных и дисковых потерь) в зависимости от длины и типа нижнего уплотнения для гидроагрегатов Загорской ГАЭС и Ташлыкской (рис.3.8 и 3.9); Относительные объёмные потери в зависимости от длины и типа нижнего уплотнения для гидроагрегатов Ташлыкской ГАЭС (рис.3.10); Суммарные потери в зависимости от длины и типа нижнего уплотнения для гидроагрегатов Ташлыкской ГАЭС (рис.3.11 и 3.9).
Для облегчения анализа полученных результатов строились зависимости от одного параметра варьирования при неизменности остальных. Анализируя графики относительных объёмных потерь можно отметить следующее: при изменении коэффициента быстроходности (ns=215 об/мин или ns=296 об/мин) характер графиков относительных объёмных потерь одинаков, но для гидроагрегатов с 1 =215 об/мин относительные объёмные потери больше на 0,05...0,15%; при увеличении открытия направляющего аппарата ао (примерно на 50%), а, следовательно, и абсолютных значений расходов через гидромашину происходит уменьшение относительных объёмных потерь; при уменьшении длины нижнего уплотнения и, как следствие, уменьшении его гидравлического сопротивления происходит значительное увеличение относительных объёмных потерь, так для НТ Загорской ГАЭС при открытии НА ао=0,329 м и зазоре ону=3,0мм при изменении длины нижнего уплотнения от L„U=0,850M ДО Ln„ =0,250м увеличение объёмных потерь было равно 0,4%, что в относительных величинах составляет более 30%. Такой порядок величин сохраняется и для других зависимостей. На некоторых графиках эта зависимость близка к линейной. Исключением был вариант с 8ону=1,0мм. Это объясняется тем, что при таком малом зазоре нарушается характер течения в уплотнении; при увеличении зазора в уплотнении (уменьшении гидравлического сопротивления) происходит увеличение объёмных потерь: при изменении зазора от 5ону=1,Омм до 5ону=4Д мм объемные потери увеличиваются на 80%; при увеличении длины верхнего уплотнения происходит уменьшение относительных объёмных потерь: при изменении в диапазоне Ly=0...0,265м оно составляет 15,9%; при изменении типа нижнего уплотнения - от щелевого к лабиринтному с двухсторонней ячейкой расширения происходит уменьшение относительных объемных потерь, причем при первом переходе, от щелевого (т=0) к лабиринтному с односторонней ячейкой расширения (т=0,5) это уменьшение больше и доходит до 20,4%, а от лабиринтного с односторонней ячейкой к лабиринтному с двухсторонней (ш=1) - до 10,3%; При анализе суммарных потерь (объёмных и дисковых) получено: при увеличении открытия НА ао суммарные потери уменьшаются, в первую очередь, благодаря уменьшению объемных потерь; при увеличении зазора в уплотнениях суммарные потери значительно увеличиваются - из-за увеличения объемных потерь; при уменьшении длины уплотнений имеет место увеличение суммарных потерь (по той же причине); при изменении типа нижнего уплотнения от щелевого к лабиринтному с двухсторонней ячейкой расширения происходит уменьшение суммарных потерь, причем при переходе от щелевого (т=0) к лабиринтному с односторонней ячейкой расширения (т = 0,5) это уменьшение составляет в относительных величинах 7,8%, а от лабиринтного с односторонней ячейкой к лабиринтному с двухсторонней (т = 1) -4,1 %.
Краткая характеристика программы расчета на ПЭВМ
Расчеты по методике выбора параметров уплотнений и их анализ Согласно алгоритму, приведенному в Главе 4, были проведены расчеты для выбранных ГАЭС, параметры которых представлены в п. 5.1. Результаты расчетов приведены ниже в таблицах. В качестве примера расчета по методике выбора параметров уплотнения рассмотрены расчеты уплотнений рабочих колес Ташлыкской ГАЭС (для нее же и приведены иллюстрации). Методика и характер расчетов для насосного и турбинного режимов, а также для верхнего и нижнего уплотнений одинаковы, поэтому, наиболее подробно рассмотрен только выбор параметров нижнего уплотнения при турбинном режиме работы. Дальнейший расчет потерь в уплотнении при HP осуществлялся на геометрические параметры, полученные при расчете для турбинного режима работы. Выбор такой схемы расчета основывался на том, что основной целью работы гидроаккумулирующих электростанций является максимальная выработка электроэнергии в пиковый период работы, т.е. в турбинном режиме. Однако, как указывалось выше, разработанная методика позволяет проводить расчеты с целью выбора оптимальных параметров уплотнения так же и для насосного режима работы. 5.2.1. Турбинный режим
Ниже приведены примеры расчета для нижнего и верхнего уплотнений.
Выбор параметров нижнего уплотнения РК при турбинном режиме работы: 1. Были заданы конструктивные параметры РК Ташлыкской ГАЭС, характеристики турбинного режима работы. В качестве первого приближения приняты геометрические параметры уплотнения, соответствующие существующим: длина уплотнения LO=245MM, число ячеек zo=6, ширина канавки SO=15MM, расстояние между ними SIO=18MM и глубина канавки hk=8 мм, уплотнение однощелевое с двухсторонней ячейкой расширения (m=l).
2. На эти условия было рассчитано первое приближение оптимизируемого КПД, которое получилось равным 1-1( 0=99,72740% и его составляющие: объемный КПД пчо=99,72990% и дисковый =99,99749% КПД. Далее для уточнения длины уплотнения на существующие параметры ячейки уплотнения построены зависимости Tjorrr Lnu) и приращения оптимизируемого КПД - Arjoirr, приведенные на рис. 5.1. Из рассмотрения графиков видно, что значительное увеличение КПД и соответственно уменьшение приращения Аг\от происходит при увеличении числа ячеек до 6, далее эффект от увеличения длины снижается. Как следствие, для дальнейших расчетов принято существующее число ячеек, но в качестве альтернативного варианта, как для нижнего, так и для верхнего уплотнений, для насосного и турбинного режимов работы рассчитаны максимально возможные длины. Для нижнего уплотнения принимали z=10 (при сохранении неизменных длин: S2 - начального участка и S3 - выхода из уплотнения). Полученный высокий уровень КПД объясняется тем, что рассматривались отдельно лишь составляющие от уплотнений ступицы и обода, объемная и дисковая составляющие полного КПД, причем для дисковой учитывались потери не по всему рабочему колесу, а только потери в уплотнении.
3. Для выбора глубины канавки построены зависимости i7oirr=f(hk) и ЛПоігг Пк) (рис.5.2). Рост ricrr в зависимости от увеличения глубины ячейки происходит вначале быстро, а затем снижается, особенно это видно по резкому снижению приращения Алош-. Так, при изменении глубины ячейки от 3 до 8 мм происходит увеличение КПД на 0,001451%, при последующем увеличении до 12 мм Атопг=0,000224%, а, увеличивая ht до 20 мм, получаем прирост, равный лишь 0,000151%. Основываясь на этих данных, принимаем значение hk=12 мм. Для нового значения глубины ячейки и при сохранении прочих параметров просчитаны значения КПД и его составляющих: TW=99,7344%, rjq=99,7369% и T]d=99,99747%.
4. Далее проводился выбор ширины ячейки, для чего были построены зависимости rjyira=f(hk) при s/hk =const (рис.5.3) и ryra=f (s) при hjc =const (рис.5.4). Улучшение эффективности работы уплотнения от возрастания ширины ячейки проявляется только до определенного диапазона ее значений. При изменении s от 1 до 7 мм КПД уплотнения увеличивается на 0,0389%, дальнейшее увеличение до 20 мм поднимает тупл на 0,0121%, после чего рост КПД резко уменьшается: при возрастании ширины ячейки в 2 раза, т. е. до 40 мм, КПД увеличивается на 0,0035%. Руководствуясь этими соображениями, выбираем s=20 мм.
