Здание гидроэлектростанции

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Физика


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Курсовой проект

Здание гидроэлектростанции

Содержание

Введение

1. Построение схемы напоров

2. Выбор типа гидротурбины

2.1 Выбор системы турбины

3. Определение параметров турбины

3.1 Определение параметров турбины РО-75

3.1.1 Определение диаметра рабочего колеса турбины РО-75

3.1.2 Определение нормальной частоты вращения турбины РО-75

3.1.3 Проверка правильности выбора диаметра и частоты вращения турбины РО-75

3.1.4 Определение разгонной частоты вращения турбины РО-75

3.2 Определение параметров турбины ПЛ-60

3.2. 1 Определение диаметра рабочего колеса гидротурбины ПЛ-60

3.2.2 Определение нормальной частоты вращения турбины ПЛ-60

3.2.3 Проверка правильности выбора диаметра и частоты вращения турбины ПЛ-60

3.2.4 Определение разгонной частоты вращения турбины ПЛ-60

3.3 Определение высоты отсасывания гидротурбины

4. Расчет спиральной камеры

4.1. Расчет металлической спиральной камеры

4.2 Выбор типа отсасывающей трубы. Определение размеров проточной части гидротурбины

5. Выбор типа гидрогенератора

5.1 Определение расчетной мощности генератора

5.2 Определение расчетных параметров генератора

6. Выбор типа трансформатора

7. Определение числа и грузоподъемности кранов

8. Масляный агрегат

Заключение

Список используемой литературы

Введение

В осевых турбинах поток подводится к колесу и отводится от него по цилиндрическим поверхностям, параллельным оси турбины. В радиально-осевых турбинах поток подводится к рабочему колесу по радиальным к оси турбины поверхностям, а отводится так же, как и у осевых турбин параллельно оси турбины. В диагональных турбинах, к которым относятся поворотно-лопастные, поток подводится к рабочему колесу и отводится от него по конусным поверхностям, образующим с осью турбины некоторый угол.

Для определения отметок воды в нижнем бьефе, необходимо построить кривую связи расходов и уровней воды в зависимости от гидрологических условий.

Отметка воды в нижнем бьефе при максимальном расходе ГЭС:

Z1Qmax= 161.5 м;

Отметка воды в нижнем бьефе при рабочем расходе ГЭС:

Z1Qгэс= 159,25 м;

Отметка воды в нижнем бьефе при минимальном расходе ГЭС (при работе одного агрегата):

Z1Qmin= 157,7 м.

1. Построение схемы напоров

Необходимые напоры можно определить по следующим формулам.

Максимальный напор:

Hmax= НПУ-z3 = 214−157,7 = 56,3 м, где НПУ — нормальный подпорный уровень. НПУ = 214 м.

Минимальный напор:

Hmin= УМО-z2 = 210−159,25 = 50,75 м, где УМО — уровень мертвого объема. УМО = 210 м.

Рабочий напор:

Hp= НПУ-1/3(НПУ-УМО)-z2 = 214−1/3(214−210)-159,25 = 53,42 м.

2. Выбор типа гидротурбины

Гидравлические турбины можно разделить на два класса по действию воды на рабочее колесо: активные и реактивные. Два эти класса различаются внешним признаком: в активных турбинах рабочее колесо не погружено в поток, а в реактивных оно помещено внутрь потока.

Класс реактивных турбин по направлению потока, подводимого к рабочему колесу и отводимого от него, делится на три системы:

1) осевые;

2) радиально-осевые;

3) диагональные.

В осевых турбинах поток подводится к колесу и отводится от него по цилиндрическим поверхностям, параллельным оси турбины. В радиально-осевых турбинах поток подводится к рабочему колесу по радиальным к оси турбины поверхностям, а отводится так же, как и у осевых турбин параллельно оси турбины. В диагональных турбинах, к которым относятся поворотно-лопастные, поток подводится к рабочему колесу и отводится от него по конусным поверхностям, образующим с осью турбины некоторый угол. Большое разнообразие систем турбин объясняется использованием различных напоров ГЭС. Для низких напоров применяются поворотно-лопастные турбины. Максимальный напор для этой системы турбин равен примерно 90 м. При напорах от 50 до 650 м используют радиально-осевые гидротурбины.

2.1 Выбор системы турбины

Выбор системы гидротурбины зависит от номинальной мощности агрегата Nагр и расчетного напора Hр.

Номинальную мощность Nагр определяем по следующей формуле:

Nагр = 9. 81·Qp·Hp·з,

где Qp = 400м3/с — расчетный расход равный расходу одного агрегата;

Hp = 53,42 м — расчетный напор;

з = 0,95 — коэффициент полезного действия.

Nагр = 9. 81·400·53,42·0,95 = 198,95 кВт

Таким образом, в соответствии с вычисленными выше параметрами выбираем гидротурбину типа ПЛ — 60 и РО — 75.

3. Определение параметров турбины

3.1 Определение параметров турбины РО-75

3.1. 1 Определение диаметра рабочего колеса турбины РО-75

Рассмотрим вариант применения гидротурбины РО-75.

Для определения диаметра рабочего колеса необходимо определить рабочую точку. Для Р О гидротурбин ее выбирают на линии ограничения мощности универсальной характеристики, при этом n? I — приведенная частота вращения, должна быть на 2−5 мин-1 выше значения оптимальной частоты вращения n? I опт по универсальной характеристике.

Диаметр рабочего колеса D1 гидротурбины определяем по следующей формуле:

D1=vN/(9,81•Q?1•Hp•vHP•зH);

Где N — номинальная мощность гидротурбины, N=198,95 кВт;

Q?1 — приведенный расход в расчетной точке универсальной характеристики,

Q?1 = 1225 л/с = 1,225 м3/с;

Hp — расчетный напор гидротурбины, Hp=53,42 м;

зH — полный КПД натурной гидротурбины, соответствующий режиму ее работы в расчетной точке.

Определив по универсальной характеристике выбранной турбины значение n? Iопт, n? Iопт=65 мин-1 необходимо принять во внимание отклонение от оптимального значения частоты вращения на 2 мин-1.

Таким образом частота вращения гидротурбины:

n?I= n? Iопт+2=79+2=81 (мин-1);

КПД натурной гидротурбины определяем при помощи следующего выражения:

зн= зм+Дз;

где зм — КПД модельной турбины в рабочей точке универсальной характеристики выбранной турбины, зм=0,885;

Дз — поправка за счет масштабного эффекта, в первом приближении принимаем Дз=0,03, тогда:

зн= зм+Дз=0,885+0,03=0,915.

Тогда диаметр рабочего колеса:

D1=v198950/(9,81•1,225•53,42•v53,42•0,915)=6,8 (м);

Округляем полученный диаметр рабочего колеса D1 до ближайшего стандартного большего, получаем D1=7м.

Увеличение диаметра рабочего колеса приводит к смещению расчетной точки по приведенному расходу Q?1.

Значение Q?1, соответствующее выбранному диаметру, определяем по следующей формуле:

Q?1=N/(9,81•D12•Hp•vHP•зH)

Q?1=198 950/(9,81•72•53,42•v53,42•0,915)=1,156 (м3/с).

В результате получаем: D1=700см, Q?1=1,156 м3/с, n? I=81 мин-1.

3.1.2 Определение нормальной частоты вращения турбины РО-75

Нормальную частоту вращения гидротурбины выраженную числом оборотов вала в минуту, ориентировочно можно определить по формуле:

n= (n?Iн•vHP)/D1;

где n?1н — приведенная частота вращения рабочего колеса натурной турбины, соответствующая рабочей точке на универсальной характеристике.

Необходимо иметь в виду, что n? Iн > n?1м:

n?1н= n?1м + ?n?1;

где ?n?1 — поправка приведенной частоты вращения с учетом масштабного эффекта, определяемая при помощи следующего выражения:

?n?1= n?1опт•[v (зн max/ зм max) -1];

Значения оптимальной частоты вращения рабочего колеса з? I опт=79 мин1 и максимального КПД змmax=91,8% модели определяем по универсальной характеристике гидротурбины.

Значение максимального КПД натурной гидротурбины определяется следующим образом:

зн maх=1-(1-змmaх)•(0,25+0,75•5vReм/Reн)

где отношение чисел Рейнольдса в модельной и натурной гидротурбинах определяется следующим выражением:

Reм/Reн=(D1мvHм)/(D1нvHн)=(46v4)/(70v53,42)=0,18;

Где D1м — диаметр рабочего колеса модельной гидротурбины, D1м=46 см;

D1н — диаметр рабочего колеса натурной гидротурбины, D1н=70 см;

Нм — напор модельной гидротурбины, Нм=4м;

Нн — напор натурной гидротурбины, Нн=53,42 м.

Таким образом значение максимального КПД гидротурбины:

зн maх=1-(1−0,918)•(0,25+0,75•5v0,18)=0,92;

Тогда поправка приведенной частоты вращения:

?n?1= n?1опт•[v (зн max/ зм max) -1]=

= 79•[v (0,92/0,918) -1]=0,09 (мин-1);

Приведенная частота вращения рабочего колеса натурной турбины:

n?1н= n?1м + ?n?I=81+0,09=81,09 (мин-1);

Нормальная частота вращения гидротурбины:

n=(n?Iн•vHP)/D1=(81,09•v53,42)/7=84,7 (мин-1).

Нормальная частота вращения n должна быть строго определенной, т. е. n=nc, где nc — синхронизированная частота вращения ротора генератора, удовлетворяющая условию: nc=60f/p, где f — частота переменного тока в сети, в России f=50Гц; р — число полюсов генератора.

В соответствии с данным условием принимаем нормальную частоту вращения n=85,7 мин-1, что соответствует p=35.

3.1.3 Проверка правильности выбора диаметра и частоты вращения турбины РО-75

После расчета и выбора диаметра D1 и частоты вращения n проектируемой гидротурбины необходимо убедиться в правильности выбранных значений. Для этого необходимо нанести на универсальную характеристику зону работы проектируемой гидротурбины.

Зона работы ограничена по приведенной частоте вращения двумя горизонтальными линиями, соответствующим максимальному и минимальному напорам. Уравнения ограничительных линий определяются следующими выражениями:

n?I м max=n•D1/vHmin- ?n?I= 85,7•7/v50,75 — 0,09=84,16 (мин-1);

n?I м min=n•D1/vHmax- ?n?I= 85,7•7/v56,3 -0,09=79,89 (мин-1);

nр=n•D1/vHр- ?n?I= 85,7•7/v53,42 -0,09=81,97 (мин-1)

где Hmin, Hmax — минимальный и максимальный напоры соответственно, Hmin=50,75 м, Hmах=56,3 м.

Qр = N/(9,81•D12•Hmax•vHmax• зн)

Qр = 198 500/(9,81•72•56,3•v56,3• 0,95) = 1,029м3/с

Наносим на универсальную характеристику гидротурбины ограничительные линии и проводим визуальную оценку расположения зоны работы проектируемой гидротурбины. Зона работы должна охватывать центральную часть универсальной характеристики с высокими значениями КПД, с тенденцией сдвига в сторону больших значений n? I.

Необходимое условие выполняется.

3.1.4 Определение разгонной частоты вращения турбины РО-75

Гидротурбина при нормальной её эксплуатации под нагрузкой работает с нормальной синхронной частотой вращения n. Однако в аварийных ситуациях, например при внезапном отключении генератора, неисправной системе регулирования или неисправном направляющем аппарате, частота вращения ротора будет быстро возрастать и через некоторое время может достигнуть максимального для данной гидротурбины значения, которое называется разгонной частотой вращения. Чем больше нормальная частота вращения, тем больше разгонная частота вращения. Разгон представляет серьёзную опасность для агрегата, особенно для ротора генератора, масса которого в основном сосредоточена в ободе, имеющем большой диаметр.

Разгонную частоту вращения необходимо знать и учитывать:

a) при расчетах на прочность деталей рабочего колеса гидротурбины и других деталей, связанных с валом турбины;

b) при расчете на прочность ротора генератора;

c) при расчете вала агрегата на критическое число оборотов.

Разгонную частоту вращения натурной гидротурбины определяют по формуле:

nP=n?I P •vHР /D1;

При отсутствии разгонных характеристик значение n? I P можно оценить приближенно исходя из следующего соотношения:

Кразг= n? I P/nI опт;

Где Кразг — коэффициент разгона, Кразг=1,9, тогда:

n?I P=Кразг •nI опт=1,9•79=151,4 (мин-1).

Тогда:

nP=n?I P •vHР /D1=151,4 •v53,42/7,0=156,74 (мин-1).

Таким образом разгонная частота вращения превышает рабочую в 1,8 раза.

3.2 Определение параметров турбины ПЛ-60

3.2.1 Определение диаметра рабочего колеса гидротурбины ПЛ-60

Рассмотрим вариант применения гидротурбины ПЛ-60.

Для ПЛ гидротурбин координаты рабочей точки определяются следующими выражениями:

n?I = n? Iопт +(1… 2),

Q?1 = (1,3… 1,5) Q?1опт,

где Q?1опт приведенный расход в оптимуме универсальной характеристики.

Таким образом, рабочая точка имеет следующие координаты:

n?I = 112 мин-1, Q?1 = 1211 л/с = 1,211 м3/с.

КПД натурной гидротурбины определяем при помощи следующего выражения:

зн= зм+Дз;

где зм — КПД модельной турбины в рабочей точке универсальной характеристики выбранной турбины, зм=0,9015;

Дз — поправка за счет масштабного эффекта, в первом приближении принимаем Дз=0,03, тогда:

зн= зм+Дз=0,883+0,03=0,913

Тогда диаметр рабочего колеса:

D1=v198950/(9,81•1,211,42•v53,42•0,913)=6,9 (м);

Округляем полученный диаметр рабочего колеса D1 до ближайшего стандартного большего, получаем D1=7м.

Увеличение диаметра рабочего колеса приводит к смещению расчетной точки по приведенному расходу Q?1.

Значение Q?1, соответствующее выбранному диаметру, определяем по следующей формуле:

Q?1=N/(9,81•D12•Hp•vHP•зH)

Q?1=198 950/(9,81•72•53,42•v53,42•0,913)=1,16 (м3/с).

В результате получаем: D1=700см, Q?1=1,16 м3/с, n? I=112 мин-1.

3.2.2 Определение нормальной частоты вращения турбины ПЛ-60

Нормальную частоту вращения гидротурбины выраженную числом оборотов вала в минуту, ориентировочно можно определить по формуле:

n= (n?Iн•vHP)/D1;

где n?1н — приведенная частота вращения рабочего колеса натурной турбины, соответствующая рабочей точке на универсальной характеристике.

Необходимо иметь в виду, что n? Iн > n?1м:

n?1н= n?1м + ?n?1;

где ?n?1 — поправка приведенной частоты вращения с учетом масштабного эффекта, определяемая при помощи следующего выражения:

?n?1= n?1опт•[v (зн max/ зм max) -1];

Значения оптимальной частоты вращения рабочего колеса з? I опт=118 мин 1 и максимального КПД змmax=91,6% модели определяем по универсальной характеристике гидротурбины.

Значение максимального КПД натурной гидротурбины определяется следующим образом:

зн maх=1-(1-змmaх)•(0,25+0,75•5vReм/Reн)

где отношение чисел Рейнольдса в модельной и натурной гидротурбинах определяется следующим выражением:

Reм/Reн=(D1мvHм)/(D1нvHн)=(4,6v4)/(7v53,42)=0,18;

Где D1м — диаметр рабочего колеса модельной гидротурбины, D1м=4,6 м;

Где D1н — диаметр рабочего колеса натурной гидротурбины,

D1н=7 м;

Нм — напор модельной гидротурбины, Нм=4 м;

Нн — напор натурной гидротурбины, Нн=53,42 м.

Таким образом значение максимального КПД гидротурбины:

зн maх=1-(1−0,898)•(0,25+0,75•5v0,18)=0,91;

Тогда поправка приведенной частоты вращения:

?n?1= n?1опт•[v (зн max/ зм max) -1]=

= 109•[v (0,91/0,898) -1]=0,48 (мин-1);

Приведенная частота вращения рабочего колеса натурной турбины:

n?1н= n?1м + ?n?I=112+0,48=112,48 (мин-1);

Нормальная частота вращения гидротурбины:

n=(n?Iн•vHP)/D1=(112,48•v53,42)/7=117,46 (мин-1).

В соответствии с условием, указанным в пункте 4. 2а. принимаем нормальную частоту вращения n=125 мин-1, что соответствует p=24.

3.2.3 Проверка правильности выбора диаметра и частоты вращения турбины ПЛ-60

После расчета и выбора диаметра D1 и частоты вращения n проектируемой гидротурбины необходимо проверку указанную в пункте 4. 3а.

Уравнения ограничительных линий определяются следующими выражениями:

n?I м max=n•D1/vHmin- ?n?I= 125•7/v50,75 — 0,48=122,41 (мин-1);

n?I м min=n•D1/vHmax- ?n?I= 125•7/v56,3 -0,48=116,18 (мин-1);

В результате нанесения на эксплуатационную характеристику ограничительных линий видно, что зона работы не находится в зоне максимальных КПД. В данном случае необходимо уменьшить диаметр рабочего колеса или изменить частоту вращения. Таким образом, диаметр рабочего колеса оставляем неизменным, но уменьшаем частоту вращения.

Принимаем n=115,4 мин-1.

В результате, получаем:

n?I м max= 115,4 •7/v50,75 — 0,48=113 (мин-1);

n?I м min115,4 •7/v56,3 -0,48=107,22 (мин-1);

nр=n•D1/vHр- ?n?I= 115,4•7/v53,42 -0,48=110,79 (мин-1)

Qр = 198 500/(9,81•72•56,3•v56,3• 0,95) = 1,029м3/с

Необходимое условие выполняется.

3.2.4 Определение разгонной частоты вращения турбины ПЛ-60

Разгонную частоту вращения натурной гидротурбины определяют по формуле:

nP=n?I P •vHР /D1;

n?I P=Кразг •nI опт=2,6•109=283,4 (мин-1).

Где Кразг — коэффициент разгона, Кразг=2,6.

Тогда:

nP=n?I P •vHР /D1=283,4 •v53,42/7=295,95 (мин-1).

Таким образом разгонная частота вращения превышает рабочую в 2,6 раза.

3.3 Определение высоты отсасывания гидротурбины

Высоту отсасывания гидротурбины необходимо определять в связи с тем, что в гидротурбинах имеет место явление кавитации. Кавитация играет важную роль при эксплуатации гидротурбин, в зависимости от степени своего развития она сопровождается следующими нежелательными последствиями:

1. кавитационными разрушениями деталей проточного тракта;

2. вибрациями агрегата и здания ГЭС, а также резким шумом;

3. ухудшением энергетических параметров, то есть снижением КПД и мощности.

где:

Степень развития кавитационных явлений в гидротурбине может быть различной и зависит от высоты отсасывания Hs, которая может быть определена при помощи следующего выражения:

Hs=10- /900 — Ку•у•H;

— отметка расположения станции над уровнем моря, м;

Н- напор турбины, м;

Ку — коэффициент запаса на величину у, Ку = 1,1;

у — кавитационный коэффициент турбины,.

Полученное значение Hs не должно превосходить предельного Hsпред = -10 м при обычном расположении здания ГЭС.

Результаты определения высот отсасывания гидротурбин РО-75 и

ПЛ — 60 представлены соответственно в таблице 1 и 2.

Таблица 1. Высоты отсасывания РО-75

Н, м

у

Ку

/900

Нs, м

р.к.

50,75

0,115

1,1

0,175

3,41

161,1

53,42

0,1198

0,177

2,78

160,5

56,3

0,1195

0,179

2,42

160,1

Таблица 2. Высоты отсасывания ПЛ — 60

Н, м

у

Ку

/900

Нs, м

р.к.

50,75

0,255

1,1

0,175

0,06

157,76

53,42

0,285

0,177

-0,58

157,1

56,3

0,275

0,179

-1,27

156,43

На основании проведенных выше расчетов параметров гидротурбин РО-75 и ПЛ-60, можно сделать вывод, что целесообразнее выбрать турбину РО-75, так как при схожих зонах работы она имеет положительные высоты отсасывания, следовательно нет необходимости в проведении земляных работ.

Принимаем высоту отсасывания равную 2,42 м.

4. Расчет спиральной камеры

В реактивных гидротурбинах для подвода воды к направляющему аппарату используют турбинные камеры различной конструкции.

Форма радиальных сечений спиральной камеры тесно связана с ее изготовлением, а оно определяется напором и размерами турбины. При небольших напорах (Н < 40 м) спиральная камера выполняется непосредственно из железобетона.

При высоких напорах (Н > 40 м), когда железобетонные конструкции не в состоянии воспринять усилие от воздействия давления воды на стенки, спиральные камеры выполняются металлическими.

В данном случае при Нр = 53,42 м необходимо применить металлическую спиральную камеру.

4.1 Расчет металлической спиральной камеры

Расчет металлической спиральной камеры выполняют следующим образом.

1. Выбор угла охвата.

Спиральная камера состоит из открытого (подводящего) канала и спирального канала, характеризуемого углом охвата ц0. По таблице 11 [1, c. 36] для проектируемой гидротурбины (тип рабочего колеса РО75) определяем оптимальные значения ц0=350 град и основные соотношения металлической спиральной камеры:

b0/D1=0,3 и B/D1=3,9,

где b0 — высота направляющего аппарата.

b0=0,3• D1=0,3•7=2,1 м;

В=3,9• D1=3,9•7=27,3 м.

По таблицам 13 [1, c. 41] и 14 [2, c. 180] определяем для диаметра рабочего колеса проектируемой гидротурбины (D1=7000 мм) размеры следующих величин:

D0=8520 мм=8,52 м;

Da=11 000 мм=11 м;

Db=9400 мм=9,4 м.

Где D0 — диаметр расположения оси лопаток направляющего аппарата, Da и Db — диаметры входных и выходных кромок статорных ребер соответственно.

2. Определение средней скорости во входном сечении.

По графику рис. 12, б [1, c. 37] определяем значение средней скорости во входном сечении спиральной камеры для расчетного напора Hp=53,42 м хвх=6,1 м/с.

3. Определение расхода через входное сечение спирали:

Qвх=Q•ц0/360=414•345/360=396,75 м3/с;

Где Q — расход турбины, определяемый следующим выражением:

Q=Q?I•D12•vHр=1,156•72•v53,42=414 м3/с

Где Q?1=1,156 м3/с — расход в рабочей точке.

4. Определение радиуса входного сечения спирали:

свх=vQвх/(р•хвх)=v396,75/(3,14•6,1)=4,58 м.

5. Определение постоянной спирали по данным входного сечения:

K=ц0/[Ra+свх -vRa•(Ra-2•свх)]=345/[5,5+4,58 -v5,5•(5,5−2•4,58)]=

=313,6 (град/м).

6. Определение радиусов сечений и наружных радиусов.

Задавая углы цi в пределах от 00 до ц0 с интервалом в 15 градусов, определяем величины соответствующих радиусов сечений сi и наружных радиусов Ri при помощи следующих выражений:

сi= цi/K + v (2•Ra•цi)/K;

Ri=2• сi + Ra.

Результаты вычислений удобно представить в табличном виде (табл. 3).

Таблица 3.

ц

цi/K

v (2•Ra•цi)/K

сi

Ri

град

м

м

м

м

0

0,00

3,32

3,32

12,13

15

0,05

3,31

3,36

12,21

30

0,10

3,30

3,40

12,30

45

0,14

3,29

3,44

12,38

60

0,19

3,29

3,48

12,46

75

0,24

3,28

3,52

12,54

90

0,29

3,27

3,56

12,62

105

0,33

3,27

3,60

12,70

120

0,38

3,26

3,64

12,78

135

0,43

3,25

3,68

12,86

150

0,48

3,24

3,72

12,94

165

0,53

3,24

3,76

13,02

180

0,57

3,23

3,80

13,11

195

0,62

3,22

3,84

13,19

210

0,67

3,21

3,88

13,27

225

0,72

3,21

3,92

13,35

240

0,77

3,20

3,96

13,43

255

0,81

3,19

4,00

13,51

270

0,86

3,18

4,05

13,59

285

0,91

3,18

4,09

13,67

300

0,96

3,17

4,13

13,75

315

1,00

3,16

4,17

13,83

330

1,05

3,15

4,21

13,91

345

1,10

3,15

4,25

13,99

4.2 Выбор типа отсасывающей трубы. Определение размеров проточной части гидротурбины

Отсасывающая труба является элементом проточной части гидротурбины, назначением которой является отвод воды от рабочего колеса и восстановление кинетической энергии потока. Она оказывает существенное влияние на эксплуатационные качества турбины, поэтому большое значение имеет правильный выбор ее формы и размеров.

В настоящее время для крупных вертикальных турбин используются изогнутые трубы, обеспечивающие наибольшую экономичность строительства.

Основным габаритным размером отсасывающей трубы является её высота h, отсчитываемая от плоскости нижнего кольца направляющего аппарата до дна колена. При выборе высоты h следует учитывать, что её увеличение обеспечит высокие эксплуатационные показатели турбины, но при этом возрастут затраты на строительство ГЭС.

Габаритные размеры отсасывающей трубы должны выбираться на основании технико-экономических расчетов с учетом надежности работы турбины. В случаях, когда отсутствует возможность выполнить такие расчеты, можно воспользоваться опытом эксплуатации гидротурбин, который показывает, что для РО гидротурбин высоту отсасывающей трубы h следует принимать не менее 2,3D1.

Другие основные размеры отсасывающей трубы рекомендуется принимать исходя из следующих соотношений:

L=4•D1=4•7=28(м).

Основные размеры отсасывающей трубы рассчитываем по следующим формулам:

D2=1,154•D1=1,154•7=8,08 м;

В=3,017•D1=3•7=21,11 м;

Dк=1,43•D1=1,43•7=10,01 м;

h=3,38•D1=3,38•7=23,66 м;

L1=3,97•D1=3,97•7=28 м;

В1=0,317•D1=0,317•7=2,22 м;

b0=0,3•D1=0,3•7=2,0 м

5. Выбор типа гидрогенератора

По расположению вала генераторы подразделяются на вертикальные и горизонтальные. Генераторы с вертикальным валом, в свою очередь, подразделяются на два основных типа — подвесные и зонтичные. При частоте вращения до 200 об/мин гидрогенераторы выполняются преимущественно в зонтичном исполнении, свыше 200 об/мин — в подвесном.

При частоте вращения свыше 250 об/мин вертикальные гидрогенераторы выполняются исключительно в подвесном исполнении.

Основными преимуществами зонтичного исполнения являются:

— возможность выполнения подпятников на максимальные требуемые нагрузки, превышающие 35МН, при наиболее простых и экономических конструктивных формах опорных элементов;

— обеспечение выполнения наиболее простой по конструкции и технологичности, а также менее металлоемкой верхней крестовины;

— возможность применения конструкции ротора без основного генераторного вала, что позволяет снизить высоту подъема крана и тем самым снизить высоту машинного зала.

К важным эксплуатационным преимуществам генераторов подвесного исполнения следует отнести следующие: меньшие потери на трение в подпятнике благодаря меньшей окружной скорости вращения; возможность обслуживания подпятника с помощью крана машинного зала; более надежная защита обмоток от масляных паров из ванны подпятника.

5.2 Определение расчетной мощности генератора

Вычислим активную мощность:

P = Nт·з = 198 950? 0. 95 = 189 002,5 кВт

Полная мощность будет равна:

,

где — коэффициент мощности для генераторов мощностью от 150 МВт.

Синхронная частота вращения ротора генератора:

nc=85,7 об/мин

Зная необходимые расчетные параметры, а именно, синхронную частоту вращения ротора генератора и полную мощность выбираем генератор — аналог СВ — 1130/250 — 48, который имеет следующие параметры:

nc=125 об/мин

Sном = 235 мВА

Параметры данного гидрогенератора — не идентичны вышеуказанным, вследствие этого необходимо рассчитать параметры выбранного генератора.

5.2 Определение расчетных параметров генератора

Расчетная мощность вычисляется по формуле:

МВА,

где: — эмпирический коэффициент зависящий от

Число пар полюсов: р=35

Затем определяется удельная нагрузка, т. е. кажущаяся мощность, приходящаяся на один полюс:

МВА

В генераторостроении существует понятие «полюсное деление» это длина внешней дуги обода ротора, приходящаяся на один полюс. Полюсное деление зависит от удельной нагрузки и способа охлаждения:

м

Где эмпирические коэффициенты приведены в таблице 12.3 [4].

Определение диаметра ротора:

м

Округляем до ближайшего стандартного м.

Необходимо проверить, не будет ли при этом диаметр превышаться предельная окружная скорость ротора в разгонном режиме, которая составляет м/с для генераторов кажущейся мощностью МВА.

м/с. проходит необходимую проверку.

Определение «условного объема машины»:

Где — коэффициент машины, зависящий от удельной нагрузки на полюс и способа охлаждения:

Коэффициенты R и y приведены в таблице 12.3 [4].

Таким образом:

м3

Высота активного железа:

м

Принимаем =1,3 м.

Так как > 5 принимаем зонтичное исполнение генератора.

Принимаем основные параметры генератора:

Высота корпуса статора:

м;

Диаметр корпуса статора:

м;

Диаметр активной стали статора:

м;

Высота верхней крестовины:

м;

Диаметр лучей верхней крестовины:

м;

Высота подпятника:

м;

Диаметр кожуха подпятника:

м;

Высота надстройки:

м;

Диаметр надстройки:

м;

Диаметр кратера:

м;

Минимальная ширина прохода

м.

Масса генератора:

;

Таким образом:

т.

6. Выбор типа трансформатора

Трансформатор необходимо выбирать в соответствии с напряжением, передаваемым на линии электропередач, а так же с номинальной мощностью гидрогенератора, параметры которого рассчитаны выше.

Таким образом:

ВН=220 кВ

Sном = 235 МВт,

где ВН — высшее напряжение передаваемое на линии электропередач;

Sном — номинальная мощность гидрогенератора.

В результате выбираем трансформатор ТДЦ (ТЦ)-250 000/220, имеющий следующие параметры:

ВН=242 кВ

Sном = 250 МВт,

L=11.4 м

B=4.2 м

H=8.8 м

7. Определение числа и грузоподъемности кранов

гидроэлектростанция турбина кран трансформатор

Проектируя полногабаритный машинный зал гидроэлектростанции, необходимо подобрать грузоподъемное оборудование (мостовой кран).

Грузоподъемность крана, обслуживающего зал, определяется наибольшей массой неразборного элемента — ротора генератора. Масса ротора составляет 50−55% от общей массы гидрогенератора.

Таким образом

Вследствие вышеизложенного выбираем мостовой электрический кран грузоподъемностью Q`=400т.

Параметры и размеры мостового крана:

Грузоподъемность главного крюка — 400 т,

Грузоподъемность вспомогательного крюка — 80 т,

Пролет крана — 27,5 м,

Скорость подъема главного крюка — 0,378 м/мин,

Скорость подъема вспомогательного крюка — 7,5 м/мин,

Скорость передвижения тележки — 12 м/мин,

Скорость передвижения крана — 20 м/мин

Масса тележки — 125 т,

Масса крана — 242 т.

8. Масляный агрегат

Масляное хозяйство на гидроэлектростанциях предназначено для снабжения и обслуживания маслом турбин, генераторов, трансформаторов, масляных выключателей и другого оборудования.

С помощью маслонапорной установки производится питание маслом под давлением гидравлической части системы регулирования гидротурбин.

МНУ состоит из масловоздушного котла (гидроаккумулятора), маслонапорного агрегата (МА) и аппаратуры автоматики.

Габаритный размер МНУ определяется объемом масловоздушного котла, который, в свою очередь, зависит от объема сервомоторов, обслуживаемых от одной маслонапорной установки.

Объем сервомотора определяется по формуле:

м3,

где: — давление в котле, =4 МПа;

— работоспособность сервомотора направляющего аппарата, определяется по формуле:

Дж,

где: — коэффициент, зависящий от типа рабочего колеса.

Для РО турбин:

= 0,03−0,04, примем =0,4;

— максимальный напор, =56,3 м;

— объемный вес воды, = 9,84 Н/м3

— диаметр рабочего колеса, =7 м;

— направляющего аппарата, =2,1 м.

Таким образом:

м3,

В МНУ должно содержаться такое количество масла, которое обеспечивало бы безотказную работу системы регулирования при самых неблагоприятных условиях работы, в связи с чем, объем масловоздушного котла должен превышать объем сервомоторов системы регулирования.

,

м3.

Принимая во внимание рассчитанный выше объем масловоздушного котла =11,4 м³ а также необходимое давление в котле =4 МПа выбираем МНУ 12,5/1−40−12,5−2.

Заключение

Для проведения сборки и ревизии основного оборудования необходима монтажная площадка.

Данное помещение расположено в зоне действия мостового крана машинного зала. Пол монтажной площадки (МП) располагается на отметке пола машинного зала. Размеры М П должны быть достаточными для расположения ротора генератора, рабочего колеса, верхней крестовины генератора, опоры пяты потпятника, вала турбины, а так же для вмещения трансформаторной ямы для его ремонта.

Ширина монтажной площадки равна ширине машинного зала 20,5 м.

Длина зависит от числа одновременно монтируемых агрегатов, от общего числа агрегатов и общей ее компоновки. В общем случае, длину МП можно определить по формуле:

Lмп= 1,5•lбл=1,5•29,7=44,55 м

Ширина ворот для въезда на монтажную площадку принимается исходя из длины трансформатора, и равна 15 м.

Список используемой литературы

1. Гидроэнергетическое и вспомогательное оборудование ГЭС / Под ред. Ю. С. Васильева и Д. С. Щавелева. — М.: Энергоатомиздат. Т. 1, Т. 2, 2010 г.

2. Бусыре А. И., Долгополов В. А. Выбор основных параметров и основы проектирования вертикальных реактивных гидротурбин. — Л.: ЛПИ. 1988.

3. Неклепаев Б. Н., Крючков И. П. Электрическая часть Электростанций и подстанций — М.: Энергоатомиздат. 2009.

4. Гидроэнергетические установки / Под ред. Д. С. Щавелева. — Л.: Энергоиздат. 2008.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой