1.1. Определение рабочих напоров гидротурбины

Н _р =  ВУ _р -  НУ _р ;

Н _max =  ВУ _max -  НУ _{min ю}; (1.1)

Н _min =  ВУ _min -  НУ _max ;

где  - отметки горизонтов верхнего и нижнего бьефов.

В формулах (1.1) условно не учитываются потери энергии в водоподводящих сооружениях ГЭС, что вносит определенную погрешность в значения действующих напоров.

1.2. Выбор системы и типа гидротурбины

Производится по величине максимального напора (табл. 1), так чтобы значение Н _max было бы близко к предельному напору Н _пред выбранного типа, но не превышало его, т.е. Н _max  Н _пред.

Рекомендуемые диапазоны напоров для различных систем реактивных гидротурбин следующие:

• для осевых поворотно-лопастных (ПЛ) 3 – 80 м;

• для диагональных поворотно-лопастных (ПЛД) 40 – 170 м;

• для радиально-осевых (РО) 30 – 500 м.

Как видно из таблицы, где приведены основные параметры перечисленных типов турбин, на одни и те же заданные условия можно выбрать 2 –3 различных типа турбин.

Например, для Н _max = 58 м можно выбрать ПЛ60 - В, ПЛД60 - В60⁰ или РО75 – В.

1.3. Определение номинального диаметра рабочего колеса

Предварительное определение номинального диаметра рабочего колеса D₁ для выбранных типов турбин:

D ^*₁ = (N/(9.81* Q_I^' * _м * H _p^1.5 ))^0.5 , (1.2)

где N [кВт] и H _p [м] – определены заданием.

Значения Q_I^', м³/с и КПД модельной турбины _м принимаются в «расчетной точке» её УХ. Предварительно «расчетная точка» выбирается в области значений максимального приведенного расхода Q_I^' _max на линии, соответствующей оптимальной приведенной частоте вращения n_I^' _opt .

Полученная по (1.2) величина D^*₁ округляется до ближайшего стандартного значения в соответствии с данными таблицы 2.

Таблица 2

Ряд стандартных диаметров рабочего колеса (D₁, мм)

1000	1250	1400	1600	1800	1900	2000	2120	2240
2360	2500	2650	2800	3000	3150	3350	3550	3750
4000	4250	4500	4750	5000	5300	5600	6000	6300
6700	7100	7500	8000	8500	9000	9500	10000	10600

Для более полного и глубокого анализа возможных вариантов применения турбин на заданные параметры целесообразно принимать для дальнейшего рассмотрения оба значения D₁ - большее и меньшее. В некоторых случаях условия безкавитационной работы могут потребовать увеличения диаметра D₁, с тем, чтобы уменьшить приведенный расход и, соответственно, коэффициент кавитации () в рабочей точке.

1.4. Определение максимального значения кпд натурной машины

_{н opt} = 1 – (1 - _{м opt})*(0,25 + 0,75(Re_м / Re_н)^0.2). (1.3)

Здесь и далее индекс «н» относится к натурной, а индекс «м» к модельной турбине.

Re – число Рейнольдса, причем:

(Re_м / Re_н)^0.2 = (_м / _н)^0.2 (D_1м / D_1н )^0.2 (Н_м / Н_н)^0.1, (1.4)

где  - коэффициент кинематической вязкости воды, зависящей от её температуры.

Таблица 3

Зависимость коэффициента кинематической вязкости воды от температуры

t, 0С	0	5	10	15	20	25	30	35
*106, м2/с	1.79	1.51	1.30	1.14	1.01	0.90	0.81	0.74

Значения номинального диаметра модели, напора и температуры воды, при которых проводились испытания, указаны в таблице 1. Средняя температура воды для натурной турбины назначается в зависимости от предполагаемого места расположения ГЭС по согласованию с консультантом.