РЕГУЛЯТОР ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ГИДРОТУРБИНЫ

Заявляемая полезная модель относится к регуляторам частоты вращения гидротурбин.
Существует достаточно большое многообразие регуляторов частоты вращения гидротурбин с различной степенью их усовершенствования.
В международном руководстве по испытанию регуляторов частоты вращения для гидравлических турбин (JEC 308/1970) [1] приведено несколько типов возможного построения регуляторов.
Это регуляторы, воздействующие по скорости, пропорционального управления, регуляторы по скорости и ускорению, пропорционально-дифференциального управления, регуляторы с воздействием по интегралу [2], интегрального управления.
Учитывая ряд достоинств интегрального управления, с появлением электрогидравлических регуляторов, сегодня нашли широкое распространение регуляторы смешанного управления так называемые ПИД-регуляторы, структура которых, с учетом структур регуляторов, приведенных в [1] и [2], показана на фигуре 1..
На фигуре 1 использованы следующие обозначения:
х - относительная частота вращения гидротурбины;
у - относительная величина положения штока серводвигателя;
с - относительная величина сигнала управления.
В регуляторе на фигуре 1, принятого за прототип, сигнал с интегратора 3 комбинируется на сумматоре 9 с сигналом отклонения частоты с датчика частоты 1, сигналом ускорения от датчика ускорений 2, сигналом механизма управления 4 и сигналом постоянного статизма 8. Результирующий сигнал с сумматора 9, усиленный усилителем 5 приводит в действие распределительный золотник 6, управляющий серводвигателем системы клапанов 7.
Основной задачей регулятора является поддержание заданной частоты вращения гидротурбины с заданной точностью и качеством регулирования. Сопутствующими задачами регуляторов, которые осуществляются с помощью механизма управления 4, являются: изменение числа заданных оборотов и мощности в ручном и дистанционном режимах; обеспечение пуска и останова турбины, а также ограничение открытия направляющего аппарата при его закрытии с режима холостого хода до полной остановки гидротурбины.
Поддержание заданной частоты с заданной точностью и качеством регулирования в регуляторе обеспечивается выбором передаточных коэффициентов ПИД-регулятора и коэффициента усиления усилителя 5. Изменение числа оборотов/мощности осуществляется в регуляторе путем задания соответствующих уставок вручную или дистанционно через механизм управления 4. Ограничение открытия направляющего аппарата (уменьшение скорости его закрытия) в конце перемещения хода штока серводвигателя системы клапанов 7 осуществляется либо с помощью специального устройства на гидроцилиндре серводвигателя 7 (дросселирования масла на слив) либо через механизм управления 4.
К числу основных задач, выполняемых регулятором, можно также отнести задачу обеспечения заданных гарантий регулирования при сбросах и набросах нагрузки, которые характеризуются допустимым повышением/понижением давления в напорном водоводе при закрытии/открытии направляющего аппарата, и допустимым повышением/понижением частоты вращения гидротурбины.
Быстрое закрытие/открытие направляющего аппарата приводит к гидроудару в напорном трубопроводе или спиральной камере, разряжению в отсасывающей трубе, что может привести либо к разрушению напорного водовода либо к нерасчетным режимам работы гидротурбины с повышенным износом за счет явления кавитации.
Медленное закрытие направляющего аппарата при сбросах/набросах нагрузки приводит к недопустимым забросам частоты вращения турбины и связанного с ним гидрогенератора.
Таким образом, регулятор должен решить противоречивую задачу - предотвратить гидроудар в напорном трубопроводе и не допустить заброс частоты вращения гидротурбины при полном сбросе нагрузки.
Указанные явления, тесно связанные между собой, зависят от множества различных факторов, а именно: от параметров водовода, махового момента агрегата, времени закрытия направляющего аппарата, закона движения поршня серводвигателя, характера изменения сил, преодолеваемых серводвигателем, давления масла в маслонапорной установке, кинематики связи направляющего аппарата с серводвигателем и вида универсальной характеристики гидротурбины.
Рассматривая явление гидроудара в своей книге «Гидравлический удар в гидротурбинных установках» [3] А.Е.Жмудь пришел к выводу, что несмотря на множество факторов влияющих на повышение давления в напорном водоводе, близким к оптимальному при закрытии направляющего аппарата при сбросах нагрузки необходимо считать закон линейного изменения во времени относительного расхода воды в водоводе
н
где: Q и Q - текущий и номинальный расход воды;
н
н
τ - начальный относительный расход воды в момент времени t сброса нагрузки;
t - текущее время;
н
t - время в момент сброса нагрузки;
зmin
, где Т - минимальное время закрытия направляющего аппарата при сбросах полной нагрузки.
зmin
Величина Т и фактическая величина ζ повышения давления находятся в прямой зависимости от параметров водовода σ и ρ
где: L - длина напорного водовода;
V - скорость течения воды в напорном водоводе;
0
Н - номинальный напор;
з
Т - время закрытия;
g - ускорение свободного падения.
зmin
Приближенно величину Т можно выразить через величину повышения давления ζ
Сравнивая выражения ζ и σ можно сказать, что σ есть средняя величина повышения давления. Таким образом, снижению величины гидроудара ζ способствует уменьшение длины водовода и скорости течения воды, что для заданного расхода эквивалентно увеличению сечения водовода.
Чем больше длина водовода и скорость течения воды по водоводу, тем больше величина повышения давления и наоборот.
доп
При малых значениях σ и соответственно малой характеристике ζ гидроудара, т.е. при значительных запасах по отношению к допустимой величине ζ проблема недопущения забросов скорости вращения
гидротурбины выше допустимого решается за счет уменьшения времени закрытия направляющего аппарата.
В случаях, когда параметры водовода таковы, что должного запаса по повышению давления нет, быстрое закрытие направляющего аппарата неизбежно приведет к гидроудару, превышающему допустимую величину.
В горных районах, чаще всего из-за трудности расположения электростанции вблизи водоемов или необходимости обеспечения должного перепада высот между верхним и нижним бьефом, длины водоводов бывают значительными, а их предельные проходные сечения из условий экономичности устанавливают минимальными, что ухудшает их характеристики σ и ρ и тем самым усложняет решение задачи обеспечения заданных гарантий регулирования по гидроудару и угонной скорости гидротурбины.
А.Е.Жмудь [3], также делает вывод о том, что для достижения минимальной величины повышения давления в напорном водоводе необходимо программное закрытие направляющего аппарата таким образом, чтобы при этом относительный расход воды по водоводу был близок к линейному от времени закрытия. При этом автор предложил несколько схем программного закрытия регулирующего органа.
На фигуре 66 стр.171 [3] предложена схема программного регулирования гидротурбины в процессе сброса максимальной нагрузки специальным клапаном сопротивления, включенным в маслопровод, см. фигуру 2. В этой схеме движение поршня сервомотора через специальный рычаг и профилированный кулак воздействует на клапан сопротивления, встроенный в напорный маслопровод. Кулак спрофилирован так, чтобы обеспечить закон изменения гидравлического сопротивления через маслопровод в зависимости от пути поршня сервомотора для формирования пропускной способности турбины во времени соответственно заданной.
На фигуре 68 того же источника [3] приведена схема программного регулирования гидротурбины в процессе сброса максимальной нагрузки с
помощью следящего устройства, смотрите фигуру 3. Здесь вспомогательный сервомотор с помощью гидравлического следящего устройства приводит в движение по требуемому закону главный сервомотор, который непосредственно соединен с регулирующим органом (направляющим аппаратом). Зависимость движения главного сервомотора от вспомогательного устанавливается профилированным кулаком.
Однако в чистом виде эти схемы, предназначенные в основном для гидромеханических регуляторов, не нашли в настоящее время своего применения.
Например, в регуляторах типа Р, описанных в [4] стр.135-136, при превышении числа оборотов выше номинального турбина закрывается от действия маятника. Вместе с этим в регуляторе предусмотрен кран отключения маятника и ручного принудительного закрытия турбины при повышенных числах ее оборотов.
В электрогидравлических регуляторах, например, в гидромеханической колонке управления ЭГРК-100 [5] рисунок 9-10 предусмотрен механизм программного закрытия, действующий при сбросах нагрузки по сигналу превышения оборотов турбины более 115%. При сбросе нагрузки и соответствующего повышения частоты вращения гидроагрегата движение направляющего аппарата осуществляется действием электрогидравлического преобразователя (выявительной частью). При достижении гидроагрегатом 115% номинальной частоты вращения включается электромагнит механизма программного закрытия, в результате чего поршень механизма программного закрытия смещается до упора и через рычажную передачу ограничителя удерживает главный золотник направляющего аппарата на закрытие до момента достижения направляющим аппаратом положения несколько выше холостого хода. После достижения гидроагрегатом 115% номинальной частоты вращения действие электрогидравлического преобразователя на главный золотник исключается, направляющий аппарат удерживается в положении около холостого хода до
тех пор, пока частота вращения гидротурбины не снизится до номинального значения. В этот момент электромагнит механизма программного закрытия отключается, и регулятор переходит на автоматическое управление через электрогидравлический преобразователь, в результате чего направляющий аппарат устанавливается на открытие холостого хода.
Описанный алгоритм программного закрытия вряд ли можно назвать оптимальным с позиций рекомендованного Жмудем А.Е. [3]. Он обеспечивает закрытие направляющего аппарата с максимальной скоростью. Такой закон программного закрытия возможен, когда имеется значительный запас по гидроудару, в большей части для низконапорных станций, располагающих короткими водоводами должного проходного сечения.
Однако и в этом случае принятая средняя скорость закрытия регулирующего органа может оказаться чрезмерной при сбросах частичной нагрузки, и как указывает источник [4] на стр.161, это может привести к возникновению прямого гидравлического удара и повышению давления значительно большему, чем при сбросе полной нагрузки.
Введение в регулятор, а именно, в гидромеханическую колонку управления дополнительных механизмов (электроклапанов, поршней, соленоидов, тяг, рычагов и упоров) не способствует в целом повышению надежности работы регуляторов.
Задачей предлагаемого технического решения является усовершенствование электрогидравлических регуляторов частоты вращения гидротурбины работающих при больших возмущающих воздействиях, возникающих при сбросах нагрузки, в части обеспечения заданных гарантий регулирования при неблагоприятных параметрах водоводов.
В предлагаемом техническом решении программное закрытие регулирующего органа осуществляется не в гидромеханической части регулятора, а в его электрической части за счет учета оговоренных выше факторов, таких как: характера изменения действия сил, приложенных к
штоку серводвигателя; кинематики связи направляющего аппарата с серводвигателем, а также давления масла в маслонапорной установке.
Учет этих факторов позволяет в максимальной степени приблизить закон закрытия регулирующего органа к оптимальному, который характеризуется линейным изменением относительного расхода воды через турбину от времени.
Для уяснения существа изобретения приводим следующие выкладки.
Обозначим величину относительного перемещения штока серводвигателя через
max
где: у и у - соответственно текущее и максимальное перемещение штока гидроцилиндра серводвигателя.
Скорость перемещения штока гидроцилиндра  при закрытии пропорциональна расходу рабочей жидкости (масла) через распределительный золотник, т.е.
з
где: F - площадь поршня гидроцилиндра серводвигателя со стороны закрытия регулирующего органа (направляющего аппарата),
з
q - расход масла через золотник при закрытии регулирующего органа.
Относительная скорость перемещения штока гидроцилиндра серводвигателя с учетом (6) и (7) равна
Для пропорционального распределительного золотника расход масла через него является функцией относительного сигнала управления J на его входе и перепада ΔР давления на его кромках, т.е.
где: А - коэффициент пропорциональности,
J - относительный сигнал управления на входе распределительного золотника, который при закрытии регулирующего органа может изменяться в пределах -1÷0.
з потр
з min
доп
В соотношении (9) потребный расход масла через золотник q, исходя из минимального времени закрытия Т, найденного из условия не превышения допустимой величины ζ повышения давления для рассматриваемого водовода (4) определяется выраженим
Г
где: W - объем гидроцилиндра серводвигателя,
з
F - площадь штока гидроцилиндра серводвигателя со стороны закрытия регулирующего органа,
mах
y - максимальное перемещение штока гидроцилиндра серводвигателя.
з
Перепад давления на кромках золотника при закрытии регулирующего органа ΔР, как это следует из соотношения 12.76 стр.163 источника [5], равен
0
где: F - площадь поршня гидроцилиндра со стороны открытия (площадь поршня со стороны слива масла при закрытии регулирующего органа);
акк
Р - давление масла в аккумуляторе маслонапорной установки;
с зак
p- сила, приведенная к штоку гидроцилиндра серводвигателя, действующая при закрытии регулирующего органа.
з
з
о
акк
с зак. max
з min
Как видно из выражения (11) перепад давления ΔРна кромках распределительного золотника, при постоянных F, F и Р, является функцией нагрузки на шток гидроцилиндра серводвигателя при закрытии регулирующего органа. При максимальной нагрузке Р величина перепада давления на кромках распределительного золотника минимальная, т.е. ΔР и наоборот.
с mах
з min
Выбор требуемых характеристик золотниковых устройств предпочтительно устанавливать из условия обеспечения максимального расхода масла при максимальном управляющем сигнале на их входе и при максимальной нагрузке Р, т.е. при минимальной величине перепада давления ΔР c тем, чтобы иметь некоторый запас по расходу при отклонении реальных нагрузок от расчетных, действующих на шток гидроцилиндра серводвигателя при закрытии регулирующего органа.
з min
з
з потр
С учетом сказанного, полагая в выражении (9) =1; ΔР=ΔР; q=q из выражения (10) коэффициент пропорциональности "А" определится как
Подставляя (12) в (9) получим текущий расход масла через распределительный золотник в зависимости от текущего перепада давления на его кромках и текущего относительного сигнала управления на его входе, т.е.
з
Подставляя q из (13) в (8) получим выражение относительной скорости перемещения штока гидроцилиндра серводвигателя
В своих исследованиях явления гидроудара автор [3] указывает, что для радиально-осевых и пропеллерных турбин относительный расход воды через турбину и его линейность от времени в соответствии с выражением (1) определяется главным образом величиной открытия регулирующего органа (относительным перемещением направляющего аппарата ), т.е.
Производная по времени
Связь между перемещением штока гидроцилиндра  серводвигателя и открытием  регулирующего органа чаще всего нелинейная, и с достаточной степенью точности может быть аппроксимирована полиномом второго порядка вида
Производная по времени этого выражения дает
Сравнивая  в выражениях (14) и (18) получим с учетом (16)
или
Из выражения (20) определяется закон близкий к оптимальному закону управления распределительным золотником при сбросах нагрузки с точки зрения обеспечения заданных гарантий регулирования по гидроудару и угонной скорости турбины
з
акк
сзак
где ΔР - перепад давления на кромках распределительного золотника, в общем случае определенный как функция Р и Рпо выражению (11).
акк
з
с зак
акк
В частном случае в маслонапорных установках, в которых автоматически поддерживается постоянство Р=const величина ΔРявляется функцией лишь нагрузки Р на шток гидроцилиндра серводвигателя, которая известна и определена положением  регулирующего органа. Таким образом в случаях, когда Р=const закон управляющего сигнала J определяется только лишь положением  регулирующего органа. Учитывая то, что распределительный золотник выбирается, как правило, с некоторым запасом по расходу необходимо управляющий сигнал на его входе масштабировать таким образом, чтобы он не превышал максимального значения равного =1.
Таким образом, окончательно закон управления в режимах сбросов нагрузки будет иметь вид
где m - постоянный коэффициент (масштаб).
Путем изменения параметров m; С; D в некоторых пределах можно в определенной мере скомпенсировать влияние неучтенных факторов, приблизить указанный закон управления к оптимальному и обеспечить рекомендованные гарантии регулирования.
Изначально величина масштаба "m" может быть установлена расчетным путем как
а изначальные величины С и D устанавливаются исходя из заданной зависимости между положением штока гидроцилиндра серводвигателя  и положением регулирующего органа  (направляющего аппарата).
В известных регуляторах время начала работы механизмов программного закрытия регулирующего органа определяется либо отключением силового выключателя, либо моментом достижения гидротурбиной 115% номинальной частоты вращения. В отличие от этого авторы предлагают организацию управляющего сигнала на входе распределительного золотника осуществлять путем выбора управляющего сигнала с усилителя 5 или дополнительно организованного управляющего сигнала, закон изменения которого при сбросах нагрузки близок к оптимальному с точки зрения обеспечения рекомендуемых гарантий регулирования. При таком техническом решении становится неважно, произошло ли отключение силового выключателя или обрыв электролинии от потребителя, или сброс полной или частичной нагрузки. Управление будет осуществляться оптимально как в режимах стабилизации частоты вращения гидротурбины, так и при сбросах нагрузки.
Технический результат заявляемого решения заключается в увеличении регулировочных возможностей, в повышении надежности функционирования электростанции с ее водоводами, затворами и гидроагрегатами при всех возможных режимах их эксплуатации.
Суть предлагаемого решения заключается в том, что в известный регулятор, приведенный на фигуре 1, содержащий датчик частоты вращения, датчик ускорения, интегратор, механизм управления, выходы которых соединены через сумматор с усилителем, распределительный золотник, соединенный с серводвигателем, датчик обратной связи положения штока серводвигателя (постоянный статизм), выход которого соединен с сумматором, дополнительно введены: блок формирования управляющего сигнала на закрытие регулирующего органа; блок формирования положения регулирующего органа; задатчик регулировочных постоянных; ограничитель сигнала управления и блок выбора сигнала управления. При этом блок формирования управляющего сигнала на закрытие регулирующего органа своими входами связан с задатчиком регулировочных постоянных и выходом блока формирования положения регулирующего органа, связанного своим входом с положением штока серводвигателя; вход распределительного золотника связан через ограничитель сигнала управления и блок выбора сигнала управления с выходом усилителя и выходом блока формирования управляющего сигнала на закрытие регулирующего органа, причем алгоритм в блоке выбора сигнала управления установлен таким, что на его выходе всегда формируется большее значение сигнала из двух значений сигналов на его входе.
На фигуре 4 показан регулятор в соответствие с заявляемым техническим решением, где:
1 - датчик частоты вращения гидротурбины;
2 - датчик ускорения;
3 - интегратор;
4 - механизм управления;
5 - усилитель;
6 - распределительный золотник;
7 - серводвигатель системы клапанов;
8 - постоянный статизм;
9 - сумматор;
10 - блок формирования управляющего сигнала на закрытие регулирующего органа;
11 - блок формирования положения регулирующего органа;
12 - задатчик регулировочных постоянных;
13 - ограничитель сигнала управления;
14 - блок выбора сигнала управления;
J - сигнал управления с выхода усилителя 5;
з
J - сигнал управления с выхода блока 10.
хх
Работа регулятора, выполняющего функции регулирования, например, частоты вращения турбины/генератора электрического тока, осуществляется следующим образом. С помощью механизма управления 4 дистанционно или вручную с панели стойки управления подается на сумматор 9 управляющий сигнал «с», соответствующий выходу гидроагрегата (турбина/генератор) на холостой ход.
хх
з
з
хх
хх
Управляющий сигнал «с» суммируясь с сигналом отрицательной обратной связи постоянного статизма 8 через усилитель 5 поступает на вход блока выбора сигнала управления 14, на второй вход которого поступает сигнал управления J с блока управляющего сигнала. Так как при разгоне турбины до холостого хода управляющий положительный сигнал «J» с усилителя 5 больше, чем отрицательный управляющий сигнал J с блока формирования управляющего сигнала на закрытие регулирующего органа 10, то расход масла через распределительный золотник 6 имеет положительное значение и приводит в движение шток серводвигателя системы клапанов 7 на открытие регулирующего органа (на чертеже не показан) обеспечивая расход воды через турбину, соответствующий созданию момента турбины равного моменту сопротивления холостого хода. Управляющему сигналу с=ссоответствует положение штока серводвигателя системы клапанов 7 у=y.
Это достигается в следящем приводе с помощью отрицательной обратной связи постоянного статизма 8.
Разгон турбины осуществляется до номинальной или близкой к номинальной частоте вращения турбины, после чего к сумматору 9 подключатся блоки 1, 2, 3 ПИД-регулятора.
н
хх
Значение относительной частоты вращения турбины  (где ω, ω - соответственно номинальная и текущая частота вращения гидротурбины), сформированное в чувствительном элементе (на чертеже не показан) производящем измерение регулируемой величины и ее сравнение с заданным значением, поступает на датчики 1, 2 и интегратор 3, составляющие ПИД-регулятор, выходные сигналы с которых суммируются на сумматоре 9. При включении ПИД-регулятора в момент, когда частота вращения турбины меньше заданной, на выходе сумматора 9 формируется сигнал положительного знака направленный на открытие направляющего аппарата, т.е. на увеличение «у», на увеличение расхода воды через турбину и увеличение частоты вращения турбины. При достижении заданной частоты вращения турбины сигнал с чувствительного элемента (на чертеже не показан) становится равным нулю, т.е. х=0 и открытие направляющего аппарата становится равным открытию холостого хода, т.е. у=y.
xx
наг
При увеличении нагрузки на генератор, момент турбины становится меньше момента нагрузки, а частота вращения турбины становится меньше заданной, т.е. х>0. На выходе сумматора 9 формируется положительный сигнал на открытие направляющего аппарата у>у, т.е. на увеличение расхода воды через турбину и увеличение момента до величины равной моменту нагрузки. Частота вращения турбины достигает заданной при х=0, а положение штока серводвигателя системы клапанов 7 «у» устанавливается в положение соответствующее положению заданной нагрузки у на генераторе.
з
Описанные режимы разгона турбины и увеличения нагрузки характеризуются тем, что сигнал «J» с усилителя 5 больше сигнала управления J с блока формирования управляющего сигнала на закрытие регулирующего органа 10, поэтому именно он управляет работой распределительного золотника в предлагаемом регуляторе. При уменьшении нагрузки на генераторе или увеличении напора воды момент турбины становится больше момента нагрузки, частота вращения при этом увеличивается и превышает заданную частоту, относительная частота вращения становится меньше нуля х<0 и на выходе сумматора 9 формируется сигнал отрицательного знака.
з
Усиленный усилителем 5 отрицательный сигнал J вместе с отрицательным сигналом J с блока формирования управляющего сигнала на закрытие регулирующего органа 10 поступают на вход блока выбора сигнала управления 14, на выходе которого формируется больший сигнал из двух сигналов, поступающих на его вход.
з
Если увеличение числа оборотов турбины происходит за счет незначительного уменьшения нагрузки, т.е. за счет выключения каких-либо двигателей, насосов или осветительной аппаратуры малой мощности, то предлагаемый регулятор, как и известный - находится в режиме стабилизации частоты вращения турбины, при котором сигнал управления J больше сигнала управления J при закрытии регулирующего органа.
з
При резком снижении нагрузки, например, при сбросе полной или частичной мощности, при обрыве электролинии от потребителя или при выключении силового выключателя происходит превышение движущего момента на валу турбины над моментом нагрузки, что приводит к значительному увеличению частоты вращения турбины. Относительная частота ее вращения становится меньше нуля х<0 и на выходе сумматора 9 и усилителя 5 формируется сигнал «J» отрицательного знака, который становится меньше сигнала J с блока формирования управляющего сигнала
з
з
на закрытие регулирующего органа 10. В этом режиме работой распределительного золотника 6 управляет сигнал J, сформированный блоком 10 в соответствие с рекомендованным законом закрытия по выражению (22). Действие управляющего сигнала J осуществляется до тех пор - пока он не станет меньше управляющего сигнала J с усилителя. При наступлении этого момента превалирующим сигналом управления распределительным золотником становится сигнал J с усилителя 5. Дальнейшее закрытие регулирующего органа осуществляется до тех пор - пока частота вращения турбины не достигнет номинального значения, т.е. когда сигнал с сумматора 9 будет равным нулю, что равносильно равенству нулю относительной скорости вращения турбины, т.е. х=0.
При малых возмущениях действующих на турбину или на изменение нагрузки в режиме поддержания частоты гидрогенератора регулятор работает также как и известные регуляторы, в которых управляющим воздействием для распределительного золотника 6 является сигнал J с усилителя 5.
з
з
В предложенном регуляторе блок 10, непрерывно в соответствие с законом (22) на основе сигналов с блоков 11, 12 обеспечивает формирование второго управляющего сигнала J на закрытие регулирующего органа, предназначенного для парирования больших возмущающих воздействий на гидроагрегат, которые характеризуются сбросами частичной или полной нагрузки, обрывом электролинии или отключением силового выключателя. Блок 14 выбора сигнала управления в процессе работы  регулятора осуществляет выбор сигнала управления - большего из двух на его входе управляющих сигналов J или J и подает его через ограничитель сигнала управления 13 на вход распределительного золотника 6.
Блок выбора сигнала управления 14 является как бы «сторожем» предупреждения возможных опасных ситуаций, возникающих при сбросах
нагрузки или при возникновении других, указанных факторов, приводящих к быстрому разгону турбины и генератора.
з
При наступлении этих явлений приоритет сигнала управления на распределительный золотник 6 отдается блоком 14 управляющему сигналу Jс блока 10, при действии которого за минимальное время обеспечивается плавное оптимальное закрытие регулирующего органа, с точки зрения не превышения рекомендованных гарантий регулирования по гидроудару и угонной скорости вращения гидроагрегата.
Таким образом, предлагаемый регулятор обеспечивает более надежную работу гидроагрегата как в режимах стабилизации вращения гидротурбины при малых возмущающих воздействиях, так и при сбросах полной и частичной мощности при работе на изолированную нагрузку. Возможность размещения блоков 10÷14 в  электрической части регулятора повышает его регулировочные способности, а в цифровых регуляторах формирование функций, присущих этим блокам, можно осуществить программно, оставляя при этом неизменной гидромеханическую часть регулятора.
Для доказательств работоспособности предлагаемого регулятора и его преимуществ перед известными регуляторами в режимах сброса полной или частичной мощности рассмотрим их функционирование при одинаковых исходных данных, а именно:
- идентичных характеристиках распределительных золотников;
- одинаковых напорах;
- идентичных водоводах;
- идентичных гидроагрегатах;
- равной точности и качества регулирования при малых возмущениях. Сравнение известных регуляторов и предлагаемого проведены на основе результатов математического моделирования и моделирования на примере проектируемой Гельбахской ГЭС (республика Дагестан) с мощностью гидроагрегата 22.6МВт.
0
Для напора (уровня воды относительно нижнего бьефа) проектируемой станции Н=33 м величина максимального относительного повышения давления должна быть не более , а величина максимального относительного повышения частоты вращения гидроагрегата при сбросах нагрузки не должна превышать , где:
max
H - фактический максимальный напор, возникающий при сбросе нагрузки;
0
Н - номинальный напор;
max
ω - максимальная частота вращения гидротурбины при сбросе нагрузки;
н
ω - номинальная стабилизируемая частота вращения турбины.
На фигуре 5 показаны разгонные характеристики турбины  с известными и предлагаемым регуляторами в зависимости от времени при сбросе полной мощности.
На фигуре 6 показаны характеристики повышения давления в водоводе (турбинной камере)  с известными и предлагаемым регуляторами в зависимости от времени при сбросе полной мощности.
доп
доп
Как следует из фигур 5 и 6, при сбросе полной мощности, в предлагаемом регуляторе, максимальный заброс по скорости вращения турбины =0,397 и максимальное повышение давления в водоводе =0.066 не превысили требуемых гарантии регулирования, соответственно: β=0.4 и ζ=0.7.
В известных регуляторах при сбросе полной мощности, хотя максимальный заброс скорости вращения турбины для обоих регуляторов
max
доп
max
mах
β=0.356 не превысил допустимой величины β=0.4, однако величина повышения давления существенно превысила допустимую. Так при использовании регулятора прототипа максимальная величина повышения давления составила ζ=1.26, а при использовании регулятора с описанным в [5] механизмом программного закрытия максимальная величина повышения давления составила ζ=1.426, что более чем в два раза превышает допустимую.
з
2
1
з
2
3
з
з
з
На фигуре 7, для иллюстрации, в предлагаемом регуляторе показано изменение управляющих сигналов J с усилителя 5 и J с блока формирования управляющего сигнала на закрытие регулирующего органа 10. Из фигуры 7 видно, что регулятор, работающий в режиме стабилизации частоты вращения турбины на полной мощности до t=700.2 с (момент сброса нагрузки t=700 с) управляется сигналом J с усилителя 5, который больше J. В диапазоне с t=700.2 с до t=707.5 с регулятор управляется сигналом J, который больше сигнала J с усилителя 5. При t>707.5 с управление регулятором осуществляется сигналом J с усилителя 5, который больше сигнала J на выходе блока 10. Выбор большего сигнала управления на входе распределительного золотника осуществляется блоком выбора сигнала управления 14 из двух сигналов J и J на его входе.
Введение в регулятор задатчика регулировочных постоянных 12 позволяет повысить его возможности регулирования. Вариацией масштаба «m» в некоторых пределах можно изменить действующий расход масла через золотник, а, следовательно, среднюю скорость перемещения регулирующего органа.
На фигуре 8, полученной в результате моделирования, также для иллюстрации, приведены зависимости максимального повышения давления отнесенного к допустимому  и максимального заброса частоты
p
p
p
вращения турбины  при сбросе полной нагрузки от изменения масштаба  в единицах расчетного «m», найденного из выражения (23) при номинальных «С» и «D». Из фигуры 8 видно, что требуемые гарантии регулирования ≤1 и ≤1 выполняются предложенным регулятором и предложенным законом управления в диапазоне изменения «m» 0.944·m≤m≤0.98·m.
Изменением постоянных «С» и «D» в ту или другую сторону от расчетных в небольших пределах можно корректировать неточности в кинематике между серводвигателем и регулирующим органом и неточности действующих нагрузок на шток серводвигателя.
mах
mах
В процессе моделирования установлена степень влияния отклонений от номинальных значений регулировочных постоянных «С» и «D» на характеристики гарантий регулирования ζ и β. В рассматриваемом случае она составила:
; ;
; .
Таким образом, предложенный регулятор по сравнению с известными регуляторами более надежен и универсален, что позволяет использовать его для стабилизации частоты вращения гидроагрегатов, работающих как от коротких, так и от достаточно длинных водоводов. При этом он позволяет обеспечить требуемые гарантии регулирования при больших возмущающих воздействиях, в том числе и при сбросах полной мощности.
Источники информации:
1. Международное руководство по испытанию регуляторов частоты вращения для гидравлических турбин (JEC 308/1970). Центральное бюро Международной электротехнической комиссии. Перевод КН-03748. Всесоюзный центр переводов научно-технической литературы и документации, 1987 год.
2. В.А.Пивоваров «Проектирование и расчет систем регулирования гидротурбин», Ленинград, «Машиностроение», 1973 год.
3. А.Е.Жмудь «Гидравлический удар в гидротурбинных установках». Государственное энергетическое издательство, Москва, 1953 год, Ленинград.
4. Турбинное оборудование электростанций. Руководство для проектирования. Под редакцией А.А.Морозова. Государственное энергетическое издательство, Москва, 1958 год, Ленинград.
5. Гидротехническое и вспомогательное оборудование гидроэлектростанций. Том 1. Москва. Энергоиздат, 1988 год.