Способ определения осевого давления рабочей среды на рабочее колесо гидравлического механизма

Способ определения осевого давления рабочей среды на рабочее колесо гидравлического механизма

Иллюстрации

Показать все

Реферат

 

СССР

М 56032

Класс 42k, 21„;

88а, 12

ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ

M. В. Малышев.

Способ определения осевого давления рабочей среды на колесо гидравлического механизма.

Заявлено 20 сентября 1938 года в НКЭП„за..14 18938.

Опубликовано 30 ноября 1939 года.

P = - — 0 Н

Опыт эксплоатации больших турбинных и насосных агрегатов, особенно с пропеллерными колесами, показывает, что изучение результатов измерений1 гЯдрдвлических элементов работы приобретает первенствующее значение. Среди всех гидравлических элементов одним из наиболее важных является величина давления рабочей среды (воды, пара и т. д.) на рабочее колесо. При проектировании сооружений эта величина требуется для расчета строительных конструкций, поддержцвающих агрегат (фундаменты, колонны, перекрытие спиральной камеры и т. п.). При проектировании механизмов величина осевого давления совместно с величиной веса вращающихся частей определяет нагрузку на пяту.

Во время эксплоатации эта величина давления рабочей среды важна прежде всего в отношении контроля работы опорной пяты или упорного подшипника. Систематические работы, проведенные главным образом на гидравлических . агрегатах,, показали, что изучение этой величины и ее изменения позволяют хорошо и непосредственно следить за устойчивостью работы агрегата, за изменением кавитационного режима, определять границы безопасной и наивыгоднейшей работы агрегата (эксплоатационный максимум и минимум мощности).

Наконец, знание этой величины дает мощное подсобное средство для назначения так называемой комбинаторной кривой в механизмах с поворотными лопастями (винты, турбины и насосы Каплана), когда опытным путем устанавливается наивыгоднейшая связь между открытием лопаток направляющего аппарата и положением лопастей рабочего колеса (связь дв g g)

Так например, для колеса Каплана максимальная величина давления воды на колесо до сих пор определялась по эмпирической формуле: где P — давление воды (в тоннах);

Π— действующий напор (в метрах);

D — диаметр рабочего колеса (в метрах): <р — коэфициент пропорциональности (эмпирический коэфициент).

Величина же давления воды на колесо в зависимости от величины расхода, протекающего через колесо, могла быть определена только теоретически, путем весьма сложных вычислений и со многими условностями.

Лабораторное определение величины осевого давления воды возможно только при сравнительно незначительных размерах модели рабочего колеса (примерно до 375 †5 л м), так как подвеска рабочего колеса на измерительном приборе, обычно на манометре, получается громоздкой и ненадежной. В натурных станционных условиях для определения величины давления на колесо до сих пор

9 не удавалось найти способ измерения этой силы.

Попытки измерения этой величины по величине и измерениям осадки рабочего колеса при вращении агрегата при всей тщательности их проведения не дают удовлетворительных результатов, так как при этих измерениях не удается надежно измерить и разделить на составляющие сумму всех деформаций.

Предлагаемое изобретение дает простой и бесспорный способ определения величины давления воды на колесо, который состоит в том, что измерению подвергают деформацию любой части агрегата, воспринимающей полную гидравлическую нагрузку среды на рабочее колесо. В вертикальных агрегатах в качестве такого динамометра удобнее всего воспользоваться верхней или нижней крестовиной, в зависимости от того, где установлена пята. При таком способе измерения, в руках экспериментатора и эксплоатирующего персонала получается объективный способ изучения работы агрегата и проверки проектных данных, а также некоторых теоретических положений, полагаемых в основу профилирования лопастей колес, На нижеследующих примерах показана основная мысль предлагаемого способа. Примеры взяты из области чисто гидравлических агрегатов (турбин и насосов), однако все выводы и рассуждения одинаково приложимы и к агрегатам, работающим паром или другой рабочей средой.

На чертеже фиг, 1 изображает общую схему действия осевых сил в вертикальном агрегате с пропеллер ным колесом; фиг. 2 дает представ ление о сущности предложения ис пользования опорной конструкции ar регата в качестве динамометра; фиг. 3 показывает диаграмму изменения давления воды на колесо в зависимости от открытия лопаток направляющего аппарата (За) и от нагрузки агрегата (Зб) при постоянном напоре; фиг.4 показывает диаграмму изменения амплитуд колебаний .давления воды на колесо в зависимости от нагрузки и характера колебаний при наличйи кавитационных ударов (a) и при спокойной работе (б), Как видно из фиг. 1, осевая нагрузка на пяту слагается из двух частей: 1) постоянной нагрузки от веса вращающихся частей (рабочего колеса, валов, ротора и всех других вспомогательных устройств) и 2) переменной от давления рабочей среды на рабочее колесо.

Эта последняя величина зависит от многих факторов, в первую очередь от величины протекающего через рабочее колесо расхода, и от действующего напора. На нее влияет также положение лопастей по отношению к потоку в колесах с поворотными лопастями (турбины, насосы и другие механизмы по принципу Каплана).

При всех прочих равных условиях, на величину давления влияет расположение разгружающих отверстий и лабиринтов в турбинах Френсиса и конфигурация лопасти и особенно условия входа воды на колесо (входные углы) в механизмах Каплана. Сложность и многообразие факторов, влияющих на величину давления воды на колесо, не позволяют эту величину просто и надежно определить теоретически для каждого конкретного случая.

Однако, если для рабочего проектирования достаточно знания одной величины максимального возможного давления, то для целей исследования, проектирования и профилирования лопастей, а также для целей чисто эксплоатационных, существенно важно знание величины давления для любой комбинации факторов или для какого-либо выделенного фактора (например, в зависимости от положения лопасти и, следовательно, от угла атаки потоком лопасти, в зависимости от высоты отсасывания или от работоспособности агрегата).

Работы автора в области натурных определений величин давления воды показали, что все делавшиеся попытки этого определения не точны и не дают надежных, бесспорных и легко проверяемых результатов. Только в одном случае удалось получить требуемое, и это был предлагаемый способ определения нагрузки на пяту посредством измерения деформации какой-либо части агрегата, воспринимающей это давление. Так как вес вращающихся частей обычно известен весьма точно из весовых и установочных ведомостей, то, определяя по деформациям действующие в пяте нагрузки и вычитая из них постоянную величину веса вращающихся частей, удается весьма просто определить величину давления воды в каждый данный момент. Для этого достаточно каким-либо надежным способом определить деформацию избранной, наиболее доступной пружинящей части агрегата. В качестве таковой части в гидравлических генерирующих агрегатах и в насосах можно взять лапы крестовины, в паровых турбин ах — крышку упорного подшипника (Митчеля или др.) и т. д.

Наиболее простым из известных способов измерения деформации является измерение посредством какого -либо чувствительного индикатора, укрепленного на какой-либо неизменной опоре, независимой от измеряемой части. Упор индикатора ставится против возможно более деформируемой части агрегата, в целях повышения точности измерения.

На фиг. 2 показана примерная схема подобной установки. Индикатор а укреплен на независимой от агрегата опоре К например, на балке, закрепленной на спущенном с крана крюке. Упор с индикатора установлен против возможно ближе к центру расположенной точки лапы крестовины агрегата. Под влиянием статической нагрузки от веса Р1 вращающихся частей, лапа крестовины прогибается на некоторую величину xi.

В дальнейшем в работе, при некотором определенном режиме, под влиянием добавочного давления воды на колесо, прогиб крестовины увеличится до величины х . Следовательно прогиб от действия этой силы будет равен: х=х2 — х

Так как деформации всех частей агрегата заведомо упругие, и к ним применим закон Гука, то по прогибу крестовины можно определить величину давления воды, которая в данном случае будет равна: х1

Р = — -. (х2 — xi)

Р, Изменяя условия работы агрегата и измеряя переменную величину х2, можно определить каждый раз искомую величину Р давления воды на колесо. Так, например, изменяя, при постоянном напоре, величину открытия направляющего аппарата турбины или насоса Каплана, можно полу чить диагуамму, показанную на фиг. 3 в зависимости от открытия и от нагрузки. Из этой диаграммы можно сделать заключение, что давление воды в механизме Каплана, в данном слуие в тур бине, возрастая довольно быстро, достигает максимума, оставаясь в дальнейшем почти постоянным, с некоторой тенденцией к уменьшению. Этим рассеивается довольно распространенное средй эксплоатационного персонала убеждение, что давление якобы пропорционально открытию направляющего аппарата и расходу и достигает максимума с максимумом нагрузки.

Достоинством настоящего способа является возможность; одновременного определения не только абсолютной величины давления воды на колесо, но и его колебаний при работе агрегата. Кроме того, попутно определяются и изучаются вибрации агпегата (фиг. 4). Изолированное опре ° деление вибраций посредством виброметров (или вибрографов), давая абсолютную величину вибрации, не позволяет ее связать с величиной давления воды. Последнее же является крайне важным для изучения эксплоатационных свойств агрегата. В частности весьма необходимо знание величины вибраций в зависимости от давления воды при назначении границ безопасности и устойчивой работы агрегата. Так, например, экспериментальные исследования и эксплоатационные наблюдения показывают, что повреждения пят обычно происходят близко от максимума нагрузки на пяту и при наличии значительных вибраций. Последнее обстоятельство весьма вредно отражается на устойчивости образования масляного клина между скользящими поверхностями пяты. Поэтому в эксплоатацио нных условиях нужно избегать таких режимов, когда вибрации значительны.

Опыт показывает, что примерно при

0,5 — 0,60 открытия направляющего аппарата получается максимум давления, а наблюдения за вибрацией показывают, что еще далеко не доходя до этого момента полу чается максимум вибраций агрегата.

Как уже указывалось, для подобных определений вибраций не требуется каких-либо специальных приборов, нужен только какой-либо надежный прибор для измерения деформации пружинящей части с любым приспособлением для регистрации вибраций, или же наблюдения можно вести на приборах раздельных.

В механизмах с поворотными лопастями еще больший интерес представляет применение предлагаемого способа при установочной регулировке агрегата и при определении наивыгоднейшей зависимости между открытием направляющего аппарата и положением лопастей рабочего колеса, устанавливаемых под определенным углом атаки по отношению к потоку. Эта операция определения так называемой комбинаторной кривой заключается в нахождении, при постоянном напоре, числе оборотов и угле установки лопастей, наибольшей возможной нагрузки, при которой агрегат еще работает без кавитации, что определяется в лаборатории по величине к.п.д., а в натуре, при наименьшем открытии направляющего аппарата, по отсутствию колебаний нагрузки и вибраций. До сих пор эти последние наблюдения велись по индивидуальному впечатлению и опыту регулировщика. При применении же предлагаемого способа определения давления воды получается объективный критерий для характеристики поведения потока и агрегата. Таким же путем вэксплоатационных условиях по величине давлений потока и по характеру ви бр аций можно определить границы допустимой и безопасной работы агрегата.

Приведенные примеры применения предлагаемого способа определения давления рабочей среды на колесо показывают всю его важность и полезность как для исследовательской работы на выполненных агрегатах, так и для чисто эксплоатационных практических наблюдений и для контроля за работой агрегата. Эти примеры являются далеко не исчерпывающими всего многообразия возможного его применения и использования. В равной мере не единственным является приведенный, как простейший, способ измерения деформации пружинящей части агрегата, играющего роль динамометра. В частности при очень малых давленияхили при наличии очень жесткой пружинящей части может быть выгодным применить какой-либо другой подходящий способ измерения деформаций, в частности электрический, например, посредством измерения переменной емкости конденсатора, одна обкладка которого прикреплена к воспринимающей давление деформируемой части, а другая обкладка подвешена неподвижно. Наблюдения при этом ведутся визуальные или посредством осциллографа.

Способ подвески базы измерительного инструмента или прибора независимо от агрегата на крюке крана также не является единственным.

В данном случае может быть применен любой способ при котором создаетс я практически неизменное основание, в частности искусственный ртутный горизонт.

В случае наличия значительных температурных воздействий и колебаний, их влияние на показания должно быть учтено и соответствующие поправки введены в получаемые результаты, Для этого необходимо одновременное наблюдение температур и учет термических деформаций как опоры для измерительного прибора, так и используемой в качестве динамометра опорной части генератора.

Предмет изобретения.

Способ определения осевого давле1 ния рабочей среды на рабочее колесо гидравлического механизма, отличаюи ийся тем, что измерению подвер гают деформацию любой части меха низма, воспринимающей полную гид, родинамическую нагрузку среды на рабочее колесо.

E авторскому свидетельству M. 3. Мальппева о 5®- 2

Куе лубича аv

eaneorri ичаЯ

mQ

Рес(по за1ре пле чая ranoi КРеипщ чы

E авторскому свидетельству

M. В. Малышева М 56032

/)агрузФа агрегата

)а) агрдэ/га ае

Госпланиздат

Леноблгорлит № 1652

Ф ,Ы о с

Сз с>

Ъ с

Отв. редактор П. В. Никитин Техред А. И. Хрош

Тип. «Печатный Двор», зак. № 67/13 — 550