Нурутдинов Р.Г. Гидравлические машины. Учебное пособие

Подождите немного. Документ загружается.





ctgctga

ctgactga







Коэффициенты активности и реактивности - это отношение проекций

средневекторных абсолютной и относительной скорости к окружной скорости

вращения турбины при безударном режиме:

.1;; 



ра





Эти коэффициенты характеризуют разнообразие потока в статоре и роторе.

Величину



можно найти по заданным углам профиля:

Принято называть решетки турбин при



>0,5 активными, а при



<0,5 -

реактивными.

Если



= 1, то это чисто активная турбина, а при



= 0 - чисто реактивная.

Предположим, что турбина имеет



= 0,5.

Ее полигон скоростей симметричный и профили лопаток статора являются

зеркальным отображением профиля лопаток ротора:

Следовательно, С

= W

, С

– W

Это означает, что жидкость движется в статоре и роторе с равными скоростями и,

следовательно, износ лопаток одинаков и перепад давления в статоре равен перепаду

давления в роторе:



р - перепад давления в ступени турбины.

При



>0,5 - турбина активная. С увеличением коэффициента активности

гидромеханические нагрузки (скорости и перепады давления) в статоре

увеличиваются. При



=1 весь перепад давления срабатывается в статоре



р =



СТ

(перепад давления в роторе активной турбины отсутствует р = const).

1221



 аа

В реактивных турбинах гидромеханическая нагрузка больше в роторе. Т.к.

осевая сила за счет гидромеханической нагрузки в турбинах направлена в

противоположную сторону действия осевых нагрузок при бурении скважин, то это

создает более благоприятные условия работы опорной пяты турбобура.

Чисто реактивные турбины



= 0 не имеют практического применения.

С увеличением коэффициента активности возрастает и коэффициент

циркуляции (увеличивается основание полигона), лопатки статора становятся более

пологими, а у ротора более изогнутыми.В турбобурах применяются преимущественно

турбины нормальной циркуляции (



= 7), симметричные (



=0,5).

8.8 Перепад давления в турбине турбобура

Турбобур состоит из п -ступеней реактивных турбин, в которых происходит

изменение давления на



. Если представить схему турбобура (рисунок 8-16)

так, что приборы давления на входе и выходе

и М

будут находиться на одном уровне, то по уравнению Бернулли

получим

или по показаниям манометров, пренебрегая скоростными напорами:

Перепад давления в турбобуре зависит от нагрузки на валу турбин и

изменяется в зависимости от числа оборотов и формы профилей решеток турбин.

Вид графической зависимости



р-п представлен на рисунке 8.16.

Рисунок 8.16

Рисунок 8-17

При сопоставлении линий давления на рисунке 8.17 следует отметить, что

в высокоциркулятивных турбинах на холостом режиме (п



тах

) перепад давления

возрастает, а в низкоциркулятивных перепад давления растет со снижением числа

оборотов (повышением нагрузки на валу). В обоих случаях буровой насос должен

иметь запас мощности при отклонении режима работы от оптимального. Турбины

нормальной циркуляции (



= 1) не требуют такого запаса.

8.9 Мощность и КПД турбин турбобура

Баланс энергии в турбобуре можно представить графически (см. рисунок

8.16), и тогда очевидно, что вся гидравлическая мощность потока, входящего в турбины,

расходуется на создание эффективной (полезной) мощности на валу турбин, которая

непосредственно используется исполнительной машиной (например, долотом при

бурении скважин), и на потери мощности, связанные с гидравлическими

сопротивлениями при движении потока через лопастные системы статора и ротора,

механические потери на трение контактирующих деталей (опор, уплотнений, дискового

трения), а также затраты энергии за счет внутренних перетоков в зазорах между статором

и ротором (рисунок 8.18).

Баланс мощности следующий:

.NNN

эфr



Мощность потока жидкости составляет

,pQN



- подача насоса, м

с.

Рисунок 8.18

Эффективная мощность на валу турбин зависит от нагрузки и составляет

,2 nMMN

эф





где М-момент на валу, нм;

n- число оборотов, I/с.

Анализируя эффективную мощность в зависимости от нагрузки и

числа оборотов вала, получаем: при п=0 эффективная мощность N

эф

=0; при отсутствии

нагрузки на валу М=0, число оборотов п

тах

, а мощность N

эф

=0.

Для определения максимума эффективной мощности представим

эффективную мощность в следующем виде:

,21

max

эф



















тогда

022

max















 n

эф



max

ЭКСТР



Полученному значению

ЭКСТР

соответствует максимальная мощность.

Рисунок 8.19

Графическая зависимость

эф



(рисунок 8.19) представляет собой параболу,

максимум которой сдвинут от начала координат на расстояние

по оси абсцисс. Для

большинства турбин турбобуров

Рассмотрим потери мощности в турбинах. Их можно разделить:

1) на потери, связанные с различными гидравлическими явлениями, т.е. потери на

гидравлические сопротивления, утечки, дисковое трение, которое можно определить при

безударном режиме; они сохраняются при всех режимах работы турбин, но легче

выявляются при безударном режиме и оцениваются в долях от максимальной эффективной

мощности (примерно 0,20,4 N

эф max

);

2) потери, связанные с отклонением режима работы турбин от безударного, когда

создается несоответствие углов профиля лопаток и углов, определяющих течение тока.

Эти потери называются потерями на удар.

На основе опытных данных их можно определить по формуле

,)(

2,1 бy

UUQbN 



1,2

- коэффициент потерь, который имеет различное значение при

отклонении окружных скоростей от безударного режима:

),(85,0

1 б

UUb 

)(65,0

2 б

UUb 

U, U

- окружные скорости при любых режимах работы и при

безударном режиме.

Выполним некоторые преобразования в формуле потери

мощности на удар:

Тогда

Формула мощности на удар принимает вид:

Графическое представление о балансе мощности для турбин дает

рисунок 8.20.

Рисунок 8.20

Следует иметь в виду, что вид кривых будет зависеть от коэффициентов

решетки.

Коэффициент полезного действия турбин - это отношение эффективной мощности на

валу к гидравлической мощности, подводимой с потоком к турбине:

эф





В кривых КПД также будет зависеть от коэффициентов решетки профилей и

графически представлять параболическую зависимость от числа оборотов (рисунок 8-21).

Рисунок 8.21

8.10 Комплексная рабочая характеристика турбины турбобура

Характеристика турбин турбобура графически может быть представлена

линиями вращающего момента, эффективной мощности, перепада давления и КПД в

зависимости от числа оборотов вала турбин при постоянном расходе жидкости.

При испытании на стенде зависимости перепада давления и момента от

числа оборотов получаются непосредственным замером показаний приборов

давления, установленных на входе и выходе из турбин, замером силы оборотов по

тахометру, расхода жидкости по расходомеру (подача насоса), момент замеряется с

помощью устройств, обеспечивающих передачу усилия на весы. Например, на валу турбин

устанавливается тормоз с рычагом, оказывающим давление на площадку весов.

Зависимости эффективной мощности и КПД от числа оборотов получаются в

результате расчетов.

Стендовая характеристика турбин показана на рисунке 8.22.

Рисунок 8.22

Наиболее важными при работе турбин являются следующие режимы: режим

тормозной, соответствующий остановке турбины (п=0) при больших нагрузках на валу

(М=М

тах

); режим работы турбины при п = п

ЭКСТР

, когда мощность турбины достигает

максимального значения

maxэфэф

NN 

, называют экстремальным; режим работы турбины

при КПД

max





- оптимальный. Оптимальный режим располагается между экстремальным

и безударным, но для турбин нормальной циркуляции



= 1 все три режима совпадают

бЭКСТР





. Снижение нагрузки на валу турбин ведет к увеличению числа оборотов

и, когда нагрузка полностью отсутствует, наступает режим холостого хода (

max





8.11 Подобие гидравлических турбин

Для обобщения и анализа исследований индивидуальных характеристик

(рисунок 8.23) модельных образцов турбин турбобуров заданных размеров (D

и т.д.),

испытанных в определенных условиях, т.е. при определенном расходе жидкости Q

и ее

физических свойствах, при создании новых турбин пользуются общей теорией подобия,

которая п

редполагает:

1) геометрическое подобие - пропорциональность линейных размеров, шероховатостей

модели и натуры и равенство сходственных углов входных и выходных элементов лопаток;

2) кинематическое подобие, т.е. подобие полей скоростей (полигонов) в сходственных

точках модели и натуры;

3) динамическое подобие, т.е. пропорциональность сил, действующих на сходственные

элементы модели и натуры.

Первое условие обеспечивается одинаковым масштабом линейного моделирования и

равенством конструктивных углов:

Кинематическое подобие предусматривает соотношения скоростей:

Поскольку основными силами, действующими в потоке жидкости, являются силы

вязкости и инерции, условие динамического подобия соответствует равенству чисел

Рейнольдса: R

= R

В большинстве случаев турбины работают в условиях автомодельности, когда

определяющим фактором является не число R

, а шероховатость, т.е. для подобия

достаточно двух первых условиях.

Чтобы определить показатели работы турбин данной серии ( К

= const)

при различных расходах и физических свойствах жидкости, необходимо составить

следующие соотношения.

Так, числа оборотов вращения вала двух турбин одной серии

равны:

Зная, что осевая скорость С

турбины равна C

, получим