автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Радиальные силы на роторе высокобыстроходной насос-турбины радиально-осевого типа и способы их уменьшения

Р Г Б ОД

. А ¿К 1ЯЯ7

На правах рукописи

ЭЛЬ-САИД АБДЕЛЬ-ХАЙ КАССИМ ШЕХАТА

Радиальные силы на роторе высокобыстроходной насос-турбины радиально-осевого типа и способы их уменьшения

Специальность 05.04ЛЗ - гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Санкт-Петербург -1997

Работа выполнена в Санкт-Петербургском государственном техническом университете

Научный руководитель: кандидат технических наук, профессор Умов Валерий Алексеевич

Официальные оппоненты : доктор технических наук, профессор

Куликов C.B.

кандидат технических наук, доцент Макаров В.В.

Ведущая организация : АО «Пролетарский завод»

Защита состоится " 30 " декабря 1997 г. в 16-00 на заседании диссертационного совета К 063. 38. 01 при Санкт-Петербургском государственном техническом университете по адресу: 195251, Санкт-Петербург, Политехническая ул.,д.29, ауд. 251 главного здания.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского государственного технического университета.

Отзыв на автореферат, заверенный печатью учреждения, в двух экземплярах просим направлять по вышеуказанному адресу университета на имя учёного секретаря диссертационного совета.

Автореферат разослан "15" декабря 1997 г.

Учёный секретарь диссертационного совета

Л.П.Грянко

РАДИАЛЬНЫЕ СИЛЫ НА РОТОРЕ ВЫСОКОБЫСТРОХОДНОЙ НАСОС-ТУРБИНЫ РАДИАЛЬНО-ОСЕВОГО ТИПА И СПОСОБЫ ИХ УМЕНЬШЕНИЯ

Актуальность темы. Неравномерность графиков нагрузки энергосистем вызывает потребность в создании маневренных источников мощности: ГЭС, ГАЭС, ГТЭ и ТЭС (с установками, работающими по парогазовому циклу). В настоящее время в мире действуют более 200 ГАЭС с суммарной установленной мощностью около 80 млн.кВт. Более 50% из них выполнены по двухмашинной схеме, а наибольшее распространение получили насос-турбины (обратимые гидромашины) радиально-осевого типа.

Устойчивая тенденция роста единичных мощностей и быстроходностей радиалыю-осевых насос-турбин (НТ) приводит к увеличению нагрузок на основные элементы конструкции, в первую очередь- на рабочее колесо (РК). Надёжная работа обратимых гидроагрегатов в значительной степени определяется соответствием расчётных нагрузок на РК действительным, а также знанием возможных способов уменьшения последних. Высокая стоимость электроэнергии вызывает естественное стремление повышать эффективность НТ. С этой целью радиальный зазор в уплотнении РК выполняют технологически минимальным, не превышающим 0,ООШнап (Д1ап - напорный диаметр РК), а для уменьшения дисковых потерь принимают минимальной длину уплотнения. Одновременное обеспечение эффективности и надёжности вызывает определённые трудности.

Данная диссертационная работа является логическим продолжением ранее выполненных на кафедре гидромашиностроения СПбГТУ исследований Е.Т.Гушана, Нгуен Ван Бая и Л.АЛереповицына и посвящена расчётному и экспериментальному исследованию радиальных нагрузок на высокобыстроходном РК радиально-осевой НТ на основных режимах её эксплуатации, а также изучению влияния на радиальную силу (РС) параметров уплотнений.

Цель и задачи работы. Цель данной работы состояла в определении РС на роторе в насосном (НР) и турбинном (ТР) режимах, сил в уплотнениях различного типа и геометрических параметров, а также путей снижения нагрузок на направляющий подшипник радиально-осевых НТ. Для достижения поставленной цели было необходимо решить следующие задачи:

- провести анализ технической литературы, посвященной исследованию РС и влиянию на них уплотнений РК ;

- разработать приближенный способ расчёта РС в турбинном режиме работа НТ;

- провести расчёты радиальных сил на РК в насосном и турбинном режимах работы и выполнить анализ полученных результатов;

- выбрать параметры уплотнений радиально-осевого РК и провести расчёты гидродинамических сил в уплотнениях в основных режимах работы;

- разработать конструкцию модельного блока, позволяющую измерять нагрузки на роторе НТ;

- разработать методику проведения силовых испытаний с использованием бесконтактной (телеметрической) системы и провести цикл пробных испытаний по исследованию нагрузок на роторе НТ в основных режимах работы;

- на основе анализа полученных результатов и технической литературы дать рекомендации по способам снижения РС на роторе радиально-осевых НТ .

Научная новизна:

- на основных режимах работы расчётным путём определено влияние типа и геометрических параметров уплотнений РК высокобыстроходной радиально-осевой НТ на гидродинамическую силу в уплотнении и на РС на роторе;

- разработана методика одновременного измерения осевых, радиальных сил и моментов на роторе модельной лопастной гидромашины с бесконтактной передачей информации с вращающегося вала;

- сформулированы основные способы уменьшения радиальных сил на роторе радиально-осевых НТ;

- предложен приближенный способ расчёта в оптимальных и близких к ним зонах открытий направляющего аппарата (НА) статических РС в радиально-осевых НТ средней и высокой быстроходности.

Практическое значение работы. Преддожешшс устройство и методика позволяют при модельных испытаниях одновременно замерять радиальную, осевую силу и момент на роторе с повышенной точностью, экологически вдетым способом, а также находить плоскость действия РС.

Ввиду отсутствия в настоящее время методики расчёта РС в ТР возможно использование предложенного в работе приближённого способа.

Рекомендации, сформулированные в работе, позволяют снизить РС на роторе и частично разгрузить направляющий подшипник НТ, в том числе, более рациональным (по нагрузкам) выбором параметров уплотнений РК.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на международных научно-технических конференциях "Гидромеханика, гидромашины, гидропривод и гидропневмоавтоматика" (г.Москва, МЭИ, 1996г.) и "Совершенствование турбоустановок методами математического и физического моделирования" (Украина, г.Харьков,1997г.), а также на научно-техническом семинаре кафедры гидромашиностроения СПбГТУ в 1997 году.

Публикации. По теме диссертации опубликованы 2 работы.

Объём и структура диссертационной работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, основных выводов и рекомендаций, содержит 130 стр.

машинописного текста, 119 иллюстраций. 13 таблиц. Список использованной литературы включает в себя 152 наименования.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показана актуальность темы диссертации. В связи с тем, что самые длительные простои обратимых гидроагрегатов возникают при неисправностях РК, направляющего и упорного подшипников, обосновывается направление исследований по повышению надёжности радиально-осевых НТ на основе изучения и уточнения РС, действующих на РК в основных режимах эксплуатации НТ.

В первой главе выполнен обзор литературных материалов по расчётно-теоретическому и экспериментальному исследованию РС в центробежных насосах, радиально-осевых гидротурбинах и НТ , а также проведен анализ результатов работ по определению влияния на энергетические и силовые характеристики лопастных гидромашин уплотнений РК и впуска воздуха в проточную часть гидроагрегатов.

Обшая радиальная нагрузка на роторе лопастной гидромагаины вызывается причинами механического, электромагнитного и гидравлического характера.

В данной работе были рассмотрены гидродинамические силы, то есть вызываемые потоком жидкости. В этом случае суммарная РС на роторе лопастного гидроагрегата складывается из двух составляющих:

- гидродинамической РС, действующей на РК гидромагаины;

- гидродинамической силы в радиальных уплотнениях РК.

Важный цикл исследований РС в центробежных насосах (для широкого диапазона быстроходностей) выполнен во ВНИИГидромаш'е усилиями Р.М. Агульника, А.С.Байбикова, А.Е.Караваева, В.К.Караханьяна, В.Б.Шемеля. Теоретический метод расчёта РС, наиболее приемлемый для центобежных насосов низкой быстроходности, был предложен А.А.Ломакиным. Позднее по этому направлению были опубликованы работы Б.И.Боровского, Г.В.Викторова, Л.П.Грянко и Л.А.Череповицына, Б.В.Овсянникова .

По РС в гидротурбинах наибольший научный и практический интерес представляют работы Н.И.Зубарева и Б.К.Андриенко. Основными объектами исследований первого го них были модельные гидротурбины (на установившихся режимах и при переходных процессах), для второго - натурные. На основе обобщения большого экспериментального материала Б.К.Андриенко предложена эмпирическая формула для расчёта РС на установившихся режимах работы гидротурбин, получившая широкое применение.

Мировой опыт создания и эксплуатации ГАЭС, оборудованных мощными радиально-осевыми НТ, показал, что РС на их роторе достигают нескольких МН и в несколько раз превышают характерные для гидротурбин. Наиболее значительные работы в этом направлении выполнены Е.Т.Гушаном, В.А.Умовым, Л.А.Череповицыным, П.Бахманом, Г.Гугаревым, С.Казаччи и ПЖарианом. Е.Т.Гушаном и П.Бахманом для НТ быстроходностью в насосном режиме 240 и 130, соответственно, выполнены комплексные экспериментальные исследования РС во всех квадрантах полной статической характеристики. Е.Т.Гушаном замерена чисто гидродинамическая сила - при торцевом уплотнении на РК, Л.А.Череповицыным в НР и ТР - суммарная - при радиальном уплотнении на РК.

Анализ технической литературы показал, что значение и направление действия радиальной силы в лопастных гидромашинах определяют следующие факторы: коэффициент быстроходности; тип отводящего шш подводящего устройства на напорной стороне РК ; режим работы; геометрия вспомогательных трактов; рассогласование положения лопаток поворотного НА.

При проектировании гидротурбин и НТ в настоящее время параметры уплотнений РК выбирают исходя из условия минимума объёмных и дисковых потерь. Основными по этому направлению являются работы С.С.Кузминского, И.М.Пылева, А.А.Сотникова, В.В.Макарова и АХМалышева. В насосострое-нии силы в уплотнениях учитывают при расчёте динамики роторов.

Исследованию течепия жидкости в кольцевых зазорах различного исполнения посвящены работы большого числа авторов: А.С.Байбикова и В.К.Караханьяна, Э.А.Васильцова, А.И.Голубева, В.А.Зимницкого, И.Е. Идельчика, И.Е.Кожевниковой, М.Камала, А.Курамота, В.А.Марцинковского, Г.А.Никитина, А.Н.Туркина, Г.И.Федоровой, М.Лая, ВЛнга, У Лена, Ф.Шульц -Грунова, У .Ямада. Вопросы расчёта сил в уплотнениях РК центробежных насосов изложены в публикациях А.А.Ломакина, А.И.Голубева, И.Б.Каринцева, В. А.Марцинковского.

В диссертационной работе Нгуен Ван Бая даны рекомендации по снижению РС в радиально-осевых НТ путём впуска воздуха в их проточную часть.

Во второй главе изложены методики расчёта РС на РК на основных режимах работы, результаты расчётов и их анализ.

Основным объектом исследований была радиально-осевая НТ, разработанная в АО «Ленинградский металлический завод» для Ташлыкской ГАЭС. Её основные параметры приведены в таблице 1 .Для получения возможности сравнения результатов расчётов с экспериментальными данными в НР дополнительным объектом исследования были агрегаты Загорской ГАЭС (коэффициент быстроходности в НР - Пзн= 240, в ТР - п^ = 215).

В НР нами использовалась методика расчёта, разработанная на кафедре гидромашиностроения в ходе выполнения диссертационного исследования Е.Т.Гушана.

Таблица 1

Основные параметры Ташлыкской ГАЭС

Параметр, единица его измерения Режим

Турбинный Насосный

Напор, м

максимальный 79,8 87,2

расчетный 70,5 82,7

минимальный 70,1 77,6

средневзвешенны й 73,8 • - 82,7

Мощность НТ, МВт >149 205:-

(при Н = Нср и»)

Коэффициент быстроходности, об/мин 296 274

Диаметр (напорный) РК , м 6,3

Частота вращения ротора, об/мин 136,4

Заглубление РК при Н = Нр,ч -15

Число лопаток НА 20

Число колонн статора, включая зуб

спиральной камеры 19

Составляющие РС в проекциях на оси вычисляли по выражениям:

2*Я; 2.Т

Р„ = ] Р2Кс1Ясов<р(1<р - Ь2ЛЯ2 со¡<рс1(р -

О Л, (I

/2т 2* N

- РЬиЦ ¡У2Р. со5<рс1<р - ¡УгяУ2\ ЯП<рс!<р ;

V о о /

Р^ = -1} Р,Ш*т<рс1<р - й2Д/I, \рг вт<рс1ср -

чщ о

- рЬгдя!\ ыткрскр + со59> <1<р\ ,

^ о о '

где Р?, Узя и У2и' - статическое давление, радиальная и окружная составляющие абсолютной скорости по окружности РК на напорной стороне ; Ь2Д -ширина РК на напорной стороне, включая толщину дисков ; и Иг - мини-

мальный и максимальный радиусы наружных поверхностей дисков колеса Ф -угол ; р - плотность жидкости.

Полная PC была равна Р, = yjp^ + Р^., направление её действия отсчи-

тывапось от оси, параллельной оси диффузора спиральной камеры и направ-

р

ленной в сторону малых сечений камеры, <р = arctg— . Определялась также

р

приведенная статическая сила Р,1, = Л и коэффициент PC

НО«.

р

Кр --—J—— . Расчёты выполнены на основе известных геометрических

р' pgHbwD„

параметров проточных частей HT и рабочих характеристик при оптимальных открытиях лопаток НА. Так как по технологическим соображениям сравнительно часто стали удалять одну или две колонны статора, прилегающие к зубу спиральной камеры в области малых сечений, например, на Ташлыкской ГАЭС Zct = 19, то расчёты проведены для трёх чисел колонн статора: т^ = 18, 19 и 20 (при одинаковом числе лопаток аппарата z1IA = 20).

На рис.1 в качестве примера показаны зависимости Pj,=fl[Q) при z^ = 19 а на рис.2 - значения PC для натурных агрегатов Ташлыкской ГАЭС при Zd = 18; 19 и 20. Рассмотрение, сравнение и анализ полученных данных показаш следующее:

1. при Zha=Zct= 20 расчетные значения статических PC (суммарных, приве денных или по коэффициенту радиальной силы - К^ ) для Загорской ГАЭС соответствуют полученным ранее па кафедре гидромашиностоения экспе рименталыю в модельных условиях ЕХГушаном; это обстоятельство по вышает достоверность и всех других расчётных результатов;

2. уменьшение числа статорных колонн для обеих ГАЭС приводит к увсличе нию PC; при удалении двух колонн - большему, чем одной (таблица 2).

В таблице 2 за единицу принята минимальная PC , доя Загорской ГАЭС она имеет место при расходе Qpr.mn= 188 м3/с , для Ташлыкской - при Qprmiif 235 м3/с. Из рассмотрения данных таблицы видно, что

- большее влияние на PC оказывает удаление одной колонны статора;

- при удалении двух колонн статическая PC увеличивается на 12,4% и н; 8,9%, соответственно;

- статическая PC для Ташлыкской ГАЭС больше, чем для Загорской для все: трех вариантов чисел колонн статора;

3.влияние уменьшения числа колонн статора на направление действия PC ма ло для обеих ГАЭС. Диапазон изменения углов ср для Загорской ГАЭС при мерно 275...290°, для Ташлыкской - 245...2550;

б

— — Л --- ____

\

— ... ----

/

N ч .Р' л 1 Г7/ 1 ^ / / ' У/

\ /

4

V-'1

¡11

■НС

'■но

— У

— N

3

но ги . гн ги ¿я но ¿ц _ ^ Зда ¡73 ¡¡д еТо гТс* гзо О^

Рис. 1. Зависимости приведенной стати- Рис.2. Зависимости статической РС Р, и Рис.3. Зависимости вспомогательных ко-

ческой РС Р^ и направления её действия направления её действия р от расхода 0 9 от расхода 0 в насосном режиме,19 в насосном режиме: —г„= 18;

эффициентов а,Р и у от относительного открытия аппарата ао

-составляющая РС,обусловленная неравномерностью скоростей,----составляющая от неравномерности давлений, -------РС

• 19, -■-.-■- гсТ=20.

Таблица 2

Влияние числа статорных колонн на РС

Число колонн

ГАЭС

статора

Рг, МН Рг

Загорская

Рг ,МН Рг

Ташлыкская

20 19 18

0,290 1 0,316 1,090 0,326 1,124

0,326 I ! 0,346 1,061 0,355 1,089 !.

1,124 1,095 1,089

4.составляющие радиальной силы от окружной неравномерности скоростей и давлений по значениям близки друг другу, по направлению действия различаются: для Загорской ГАЭС - примерно на 120°, для Ташлыкской - на 105°.

Степень окружной неравномерности статических давлений вычисляли по формуле

где р, и р2>, - осредненные значения давлений и значения давлений в N-0« канале НА по окружности РК на напорной стороне; N - число каналов, образованных лопатками НА.

Анализ результатов расчета степени окружной неравномерности статических давлений показал следующее:

- она несколько увеличивается с уменьшением числа колонн статора;

- минимальные значения степени окружной неравномерности сгр> соответствуют зонам, близким к оптимальным расходам, и составляют: 2,28...2,37% для Загорской ГАЭС и 2,06...2,19 - для Ташлыкской ;

- максимальные значения сг,, для рабочего колеса Загорской ГАЭС -

около 3,4% , для рабочего колеса Ташлыкской - 2,7% .

В настоящее время для насос-турбин отсутствуют методики расчётного определения РС в ТР . В данной работе предложен приближенный способ расчёта РС . Последовательность проведения расчётов:

1. В оптимальных зонах вычисляли приведенные РС по модифицированной формуле Б.К.Андриенко р;,^ = 7,848 -10'-/-//п'; , где , м3/с ; п|, об/мин ; Рг\, Н .

2.Пользуясь кривой "а" (рис.3) и зависимостью а = РД / РГ',1Ю1 , находили Рг\ - приведенные радиальные силы в оптимумах характеристик открытий

НА.

3. По универсальной характеристике (п\от на каждом открытии), кривой "Р" (рис.3) и формуле Р = п\Лл^1п\^от , определяли приведенную частоту вращения п}Л тМ , на которой РС минимальна.

4. Зная значения Рг\ на каждом открытии аппарата , пользуясь кривой "у" (рис.3) и формулой у = Рг\! , находили минимальные приведенные силы на каждом из открытий - ^ .

5. Зная значения Р'Лтт , пользуясь зависимостями

р" =р' /р1 "г! г1д г1тга

а„ = а ■ /а„

О 01 О ОГТТ

я,'=п!,/п!„

И кривыми = /(/? \)

на каждом открытии определяли приведенные РС в областях приведенных частот, меньших и больших оптимальной.

Анализ результатов расчётов радиальных сил для ряда открытий НА Ташлыкской ГАЭС показал, что приведенная РС значительно растет с увеличением приведенных частот и изменяется более, чем вдвое : от 54 Н (при п{= 60...70 об/мин) до 130 Н (при п} =105 об/мин) . Отмстим, что рабочий диапазон частот для Ташлыкской ГАЭС (на установившихся режимах работы) колеблется от п|тк=96,1 об/мин до об/мин . Мттмальная приведенная РС равна 77 Н . Для открытия в оптимальной зоне (ао =28 мм) Р,' меняется от 92,3 Н до 129 Н , то есть примерно в 1,4 раза. С ростом открытий это соотношение несколько уменьшается.

Сравнение полученных результатов с данными других исследований и пересчет значений РС на натурные условия Ташлыкской ГАЭС (Ргтах= 0,36 МН) показали их удовлетворительную сходимость, что служит косвенным подтверждением достоверности значений РС в турбинном режиме.

В третьей главе по известным значениям РС на РК были рассчитаны силы в уплотнениях РК Ташлыкской ГАЭС на основных режимах её работы ; НР и ТР.

В обоих режимах нами использовалась методика, разработанная на кафедре гидромашиностроения СПбГТУ в ходе выполнения диссертационного исследования Л.А.Череповицына. Она пригодна как для щелевых, так и для лабиринтных уплотнений.

Расчёты выполнены для Ташлыкской ГАЭС. Исследовались три типа нижних уплотнений РК: щелевое (т = 0); однолабиринтное (с односторонней ячейкой расширения - ш = 0,5); и двухлабиринтное (с двухсторонней - ш = 1,0). Длины уплотнений варьировались в широких пределах 1„и: 17,3 мм; 27 мм; 35 мм; 40 мм; 60 мм. Соответствующее число ячеек было равно 7.яч = 6; 10; 14; 16 и 25. Расчёты показали, что поток в уплотнениях имеет устойчивый турбулентный характер как на модельном, так и на натурном РК.

Приведенную силу в уплотнении РК находили по формуле

где Р5 - действительная сила в уплотнении, Д11упл - перепад давления на нём.

На рис.4...6 и 7...9 для трех типов уплотнений в качестве примера показаны зависимости Р5', = Г<С01) для оптимального НР, и Р5\ = ^п,1) - для а<, = 32 мм - открытия на линии 95% Ыпрод - в ТР.

Анализ результатов расчётов в НР показал следующее:

1. с увеличением длины уплотнений от 17,3 мм до 60 мм (примерно в 3,5 раза) Р', растёт на 32,6% при ш = 0 , на 33,5% при т = 0,5 и только на 17% при т = 1 ;

2. при последовательном переходе от щелевого типа уплотнений к одно- и двухлабиринтному приведенная сила в уплотнении уменьшается : для 1шш=17,3мм соответственно на 13% и 33,7% , для 1гаах= 60 мм - на 12,4% и на 41,6% , то есть второй переход сказывается более резко ;

3. основное увеличение сил в уплотнении и коэффициентов гидростатической жесткости, а , значит, и некоторая разгрузка направляющего подшипника НТ имеют место при переходе от 1уш = 17,3 мм до 1уш = 35...40 мм: относительное увеличение силы па 27,2...30% (т = 0) ; на 22...27,8% (т = 0,5); на 12,1...14,5% (т = 1) . При втором переходе увеличение невелико (по сравнению с 1уТ1Л = 35...40 мм): на 4,2...2,1% (т = 0); на 9,4...4,5% (т = 0,5); на 4,1...2,0% (ш = 1) . То есть происходит уменьшение примерно в 8...15 раз (т = 0); в 2,3...6,2 раза (т = 0,5); в 3,0...7,3 раза (т= 1).

С увеличением длины лабиринтного типа уплотнений резко растут значения коэффициента гидравлического сопротивления С, : примерно в 2,5...3 раза.Причём, в основном это происходит при переходе к 1>ш = 35...40 мм. При сохранении длины и изменении типа уплотнения более резкое увеличение С, имеет место при втором переходе: для 1)ТИ = 17,3 мм Сш=о,5 / Сш-о = 1,107 и Ст=1 / Ст=о,5 - 1,29 , для 1>1и= 60 мм соответственно -1,12 и 1,53 . Анализ показал несущественное по сравнению с С, изменение значений коэффициента сопротивлешш трения X : от к = 0,044 для уплотнения с минимальной длиной до X — 0,060 - с максимальной.

При фиксированной длине уплотнения и ^ = 18; 19 и 20 переход от щелевого типа к лабиринтному уменьшает силу в уплотнении следующим образом : в 1,5 раза (1у1И = 17,3 мм), в 1,7 раза (1ути = 35 мм) ив 1,8 раза (1У11Л =60мм) и слабо зависит от числа Влияние числа колонн статора на силу в уплотнении проявляется заметнее на меньших напорах и практически одинаково для всех длин и типов уплотнений . Отметим,что длина уплотнения

Рис.6. Зависимости приведенной силы Р5\ в лабиринтных уплотнениях с двухсторонней ячейкой расширения (ш=1,0) от приведенного расхода <3|; насосный режим

Рис.4. Зависимости приведенной силы Р5\ в щелевых уплотнениях (ш=0) различной длины от приведенного расхода ; насосный режим

Рис.5. Зависимости приведенной силы Р^ в лабиринтных уплотнениях с односторонней ячейкой расширения (т=0,5) от приведенного расхода О1, ; насосный режим

модельного РК, соответствующая натурным условиям, составляла 17,3 мм, а тип был лабиринтным (т = 1 - с двухсторонней ячейкой расширения).

В турбинном режиме параметры исследованных уплотнений были теми же, что и в насосном. Расчёты выполнены для пяти открытий лопаток аппарата: от ао = 20 мм до а*, = 36 мм (ао,01гг= 28 мм). На основе их анализа получено следующее: приведенная сила в уплотнении растёт с повышением частот вращения : в диапазоне с 70 до 100 об/мин примерно в два раза. Зона минимальных сил лежит несколько левее оптимума по КПД. На всех открытиях, на всех приведенных частотах вращения ротора и при всех типах уплотнения сила в уплотнении растёт с увеличением его длины : примерно в полтора раза при переходе от 17,3 мм к 60 мм. Основное увеличение силы имеет место при переходе к 1>1И = 27 мм.В турбинном режиме, как и в насосном, основной составляющей силы в уплотнении служит гидростатическая Рс.

Переход от щелевого уплотнения (т = 0) к лабиринтному (ш = 1,0) на всех открытиях лопаток аппарата и при всех длинах уплотнений приводит к резкому уменьшению сил в уплотнении (как и в НР). Количественно это выражается следующим образом : на частоте п1 = 100 об/мин (соответствует

расчетному напору) сила уменьшается примерно в 1,5 раза, на частоте 70 об/мин - в 1,7 раза . Промежуточное положение занимает случай уплотнения с односторонними ячейками расширения (ш = 0,5) . Это служит подтверждением физической природы отмеченного факта: ячейки уменьшают "опорную" поверхность гидравлического "подшипника", которым является уплотнение. Введение в уплотнение рабочего колеса совокупности внезапных расширений в виде ячеек лабиринта вызывает резкий рост гидравлического сопротивления. На оптимальном открытии направляющего аппарата коэффициент й, растёт от 2,8...6,6 до 4,0...11,2.

Сопоставление представленных выше данных по расчётным значениям сил в уплотнениях РК Ташлыкской ГАЭС с полученными ранее Л.А.Череповицыным экспериментально для более низких быстроходностей (Загорская ГАЭС) показало их хорошую качественную сходимость по НР и ТР, за одним отличием: им была получена более слабая зависимость приведенной силы Р^ от расхода в НР.

В четвертой главе приведено описание экспериментальной установки, методик проведения испытаний и обработки их результатов.

Экспериментальные исследования проводились на открытом стенде НТЭ-460.Было рассчитано, спроектировало, изготовлено и смонтировано на стенде НТЭ-460 специальное измерительное устройство, не имеющее аналогов в гидромашиностроении РФ и других стран СНГ. Основой устройства служит измерительный вал с двумя ослабленными сечениями, на ко-

Рис.7, Зависимости приведенной силы Р8', в щелевых уплотнениях (т=0) различной длины от приведенной частоты вращения п;; а<,=32 мм; турбинный режим

Рис.8. Зависимости приведенной силы Рз\ в лабиринтных уплотнениях с односторонней ячейкой расширения (га=0,5)от приведеной частоты вращения п{; а,=32 мм; турбинный режим

Рис.9. Зависимости приведенной силы Р^ в лабиринтных уплотнениях с двухсторонней ячейкой расширения (ш=1,0) от приведенной частоты вращения п|; ао=32 мм ; турбинный режим

торыс наклеены тензодагчики. Оно позволяет проводить одновременные измерения осевых, радиальных сил и момента на рабочем колесе. Причем благодаря двум сечениям удается определить и плоскость действия радиальной силы. Передача сигналов с вращающегося вала осуществляется бесконтактным способом - с помощью экологически чистого восьмиканального телеметрического комплекса ТДК-8, разработанного в результате сотрудничества кафедр радиофизики и гидромашиностроения СПбГТУ. По своим качествам он соответствует мировому уровню.

В пятой главе даны результаты пробных испытаний и их анализ.

С учётом сложности и новизны поставленной задачи главной целыо была проверка работоспособности и надёжности измерительного устройства. Поэтому испытания носили пробный характер. Были обнаружены дрейфы нулей тензометрических датчиков, зависящие от временного фактора: при увеличении продолжительности испытаний возрастали и смещения от начального (нулевого) положения. Анализ показал сильное влияние отмечешюго выше эффекта на амплитуды измеряемых параметров и слабое - на их частоты .Последующая разборка блока показала , что причиной нестабильности характеристик датчиков служит их нагрев в процессе работы. С учётом изложенного была радикально изменена конструкция уплотнений в измерительном устройстве. Будет устанавливаться только уплотнение, защищающее нижний (однорядный) подшипник от попадания воды . Тензодатчики будут омываться и охлаждаться непосредственно водой. Была разработана специальная технология и защитным слоем клея был покрыт цилиндрический участок измерительного вала от нижнего фланца крепления к РК до утолщения за 2-м (верхним) мерным сечением.

Перечисленные мероприятия и обстоятельства делали очень высокой вероятность надёжной работы модифицированного измерительного устройства. Однако по времени повторные сборка и монтаж модельного блока на стенде, наладка его работы и проведение новых испытаний уже выходили за рамки данной диссертационной работы.

Результаты приближенного частотного анализа РС приведём по режимам. В НР в оптимальной зоне основными частотами пульсаций РС были лопастная и оборотная. С уменьшением расходов возрастали составляющие с частотами, примерно вдвое меньшими оборотной. Отмечены случайные частоты. В ТР в оптимальной зоне основной частотой была оборотная. Отмечены составляющие, кратные ей, в том числе - лопастная. При уменьшении нагрузки резко возрастают составляющие низкой, жгутовой (вихревой) частоты, равной примерно 1/3 оборотной. На разгонных режимах спектр частот расширяется. Результаты приближенного частотного анализа хорошо согласуются с данными исследовашш, выполненных в РФ и за её пределами .

В тестой главе сформулированы рекомендации по снижению РС на роторе радиально-осевых НТ - для установившихся режимов работы :

1. жёсткое соблюдение требований к точности изготовления как роторных, так и статорных элементов проточной части особенно на напорной стороне;

2. выполнение, как минимум, статической балансировки рабочего колеса;

3. рациональный выбор типа, длины и зазора в уплотнении рабочего колеса;

4. рациональный выбор на стадии проектирования параметров статорных элементов проточной части на напорной стороне;

5. рациональный выбор формы и размеров боковых пазух рабочего колеса (по терминологии насосостроения);

6. автоматизированная система зашиты от возможного рассогласовшпм в положении части лопаток направляющего аппарата;

7. впуск сжатого воздуха в проточную часть;

8. рациональный выбор числа, размеров и расположения разгрузочных отверстий в основном диске рабочего колеса;

- для переходных процессов :

1. рациональный выбор законов закрытия направляющего аппарата ;

2. впуск сжатого воздуха в проточную часть.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

1 .Расчёты радиальных сил в насосном режиме показали, что

1.1. удаление колонн статора, прилегающих к зубу спиральной камеры, приводит к увеличению РС на рабочем колесе : на 6...9% - при удалении одной, на 9... 12% - при удалении двух;

1.2. удаление колонн статора слабо влияет на направление действия РС ;

1.3. в оптимальной зоне работы Ташлыкской ГАЭС (г^ =19) статическая сила равна Рг = 0,346 МН направление действия <р = 250° , то есть в сторону малых сечений спиральной камеры.

2.Предложен приближённый способ расчёта в турбинном режиме в оптимальных и близких к ним зонах статических РС в радиально-осевых НТ средней и высокой быстроходности.

3. Расчёты в турбинном режиме работы Ташлыкской ГАЭС показали, что

3.1. приведенные значения сил изменяются в диапазопе 77...130 Н;

3.2. максимальное значение силы в рабочей зоне равно РГтах ~ 0,36 МН.

4. Разработана методика одновременного измерения осевых, радиальных сил и моментов на роторе модельной лопастной гидромашины с бесконтактной передачей информации с вращающегося вала .

5. По результатам расчётов гидродинамических сил в уплотнениях рабочего колеса высокобыстроходной радиально-осевой насос-турбины в насосном режиме:

5.1. с увеличением приведенных расходов и уменьшением напоров приве денные силы уменьшаются для всех типов и длин уплотнений ;

5.2. при последовательном переходе от щелевого типа уплотнений к уплотнениям с одно- и двухсторонними ячейками расширения приведенная сила уменьшается : при длине 17,3 мм соответственно на 13% и 34% , при длине 60 мм - на 12% и 42% ; кроме того, резко растёт гидравлическое сопротивление уплотнения;

5.3. основное увеличение сил в уплотнении и коэффициента его гидростатической жесткости, а, следовательно, и некоторая разгрузка направляющего подшипника имеет место при переходе от длины уплотнения 17,3 мм до 35...40 мм.

6. По результатам расчётов гидродинамических сил в уплотнениях РК высокобыстроходной радиально-осевой НТ в турбинном режиме :

6.1. приведенная сила с повышением приведенных частот вращения растёт для всех типов уплотнения ;

6.2. зона минимальных сил расположена левее оптимума по КПД ;

6.3. на всех открытиях направляющего аппарата, на всех частотах вращения и при всех типах уплотнения сила в уплотнении растёт с увеличением его длины : примерно в полтора раза при переходе от 17,3 мм к 60 мм ; основное увеличение силы имеет место при переходе от 17,3 мм к 27 мм.

7.Сформулированы основные способы уменьшения радиальных сил на роторе радиально-осевых насос-турбин.

8. Целесообразны комплексные расчётно-экспериментальные исследования уплотнений рабочих колес турбин и насос-турбин , направленные на поиск оптимальных решений по уровню значений объёмных и дисковых потерь, а также статических и динамических радиальных сил на роторе .

По теме диссертации опубликованы следующие работы:

1. Умов В.А., Эль-Саид Абдсль-Хай Кассим Шехата. Экспериментальное исследование радиальных сил на роторе модельной быстроходной радиально-осевой насос-турбины. Тез.докл.межд.научно-техн.конф. 3-6 декабря 1996, М.,МЭИ, 1996, с.89.

2. Расчетные и экспериментальные исследования гидродинамических сил в уплотнениях быстроходных рабочих колёс насос-турбин радиально-осевого типа. /В.А.Умов, Л.А.Череповицын, Эль-Саид Абдель-Хай Кассим Шехата, А.В.Яровой. Тр. межд.науч.-техн.конф. "Совершенствование турбоустано-вок методами математического и физического моделирования", 29 сент. - 2 окт. 1997, Харьков,Украина, с.69 - 73.