Технические науки/5. Энергетика

К.т.н. ¹Лысенко В.С., магистранты ²Лысенко К.В., ²Юрченко А.В.

¹Казахский национальный педагогический университет имени Абая

²Санкт-Петербургский государственный университет телекоммуникаций им. проф. М.А. Бонч-Бруевича

Методика расчета и пути модернизации дисковых турбин

Известны конструкции дисковых гидравлических машин, которые могут использоваться как в качестве насосов, так и в качестве турбин [1, 2]. Преимущества дисковых турбин [3, 4] перед традиционными в том, что они позволяют снизить кавитацию и, соответственно, влияние на структуру воды, что очень важно для обеспечения экологической безопасности. Кроме того дисковые турбины применимы в ветроэнергетике и в качестве паровых и газовых турбин. В этой связи модернизация дисковых турбин весьма актуальна.

Целью исследования является анализ полученных зависимостей для определения мощности на валу дисковой турбины от сил вязкого трения и сил Кориолиса в зависимости от геометрических параметров и расхода жидкости для модернизации дисковых турбин.

Анализ силового взаимодействия жидкости с рабочими органами дисковой турбины был проведен [5-8] по схеме взаимодействия потока воды с дисками ротора турбины, которая в упрощенном виде изображена на рисунке 1.

Особенность дисковой гидротурбины заключается в том, что её ротор 1 состоит из набора плоских дисков 2 толщиной d радиусом R в n количестве соединенных в пакет, жестко установленный на валу отбора мощности, который смонтирован на подшипниковых опорах в корпусе 3 с конфузором 4. Вода из конфузора 4 под напором Н и с расходом Q подается через щелевое отверстие 5 шириной с и высотой h, попадая в зазоры между дисками величиной b, раскручивает ротор турбины за счет сил вязкого трения. В отличие от традиционных турбин, в которых вращение ротора турбины обеспечивается за счет сил реакции потока воды, воздействующего на лопасти турбины как на преграду. Вода, передавшая кинетическую энергию ротору турбины, выводится через центральное отверстие радиусом r по направлению оси Z.

Рис.1 - Схема дисковой турбины

Анализ силового взаимодействия потока воды с дисками турбины позволил получить аналитическое выражение мощности на валу ротора дисковой турбины от сил вязкого трения в зависимости от геометрических параметров турбины и расхода воды [5-6]

, (1)

где μ – коэффициент вязкого трения, зависящий от вязкости жидкости, температуры, материала и шероховатости поверхности дисков, величины давления и, очевидно, он может быть определен только экспериментальным путем, - приведенный радиус, физический смысл которого заключается в следующем. Если турбина работает в холостом режиме, то приведенный радиус имеет наибольшее значение и скорость вращения ротора будет максимальная, а мощность турбины минимальная, то есть энергия потока жидкости будет затрачиваться только на преодоление трения в подшипниках. В таком режиме относительная тангенциальная скорость потока и дисков почти нулевая. При подключении нагрузки скорость вращения ротора турбины падает, то есть уменьшается приведенный радиус.

С учетом регрессионного уравнения экспериментальных значений коэффициента вязкого трения выражение (1) запишется в следующем виде.

. (2)

Очевидно, основными движущими силами, обеспечивающими движение роторов турбины, будут силы вязкого трения (сцепления) между поверхностью дисков и жидкостью. Однако, поскольку в зазорах между дисками турбины жидкость перемещается относительно дисков с некоторой относительной скоростью, то будут возникать Кориолисовы силы инерции. Тангенциальные составляющие этих сил будут создавать на валу турбины крутящий момент, который будет создавать мощность, представляющую следующую зависимость [7, 8]

. (3)

Для анализа полученной аналитической зависимости (3) необходимо экспериментальное определение коэффициента трения λ жидкости с поверхностью смоченных дисков. Методика определения коэффициента трения λ аналогична методики определения коэффициента вязкого трения.

Графики зависимостей мощности дисковой турбины создаваемой силами вязкого трения от расхода воды Q [м³/с], вычисленной по формуле (2) (сплошная линия) и от сил Кориолиса – по формуле (3) (пунктирная линия) для следующих параметров: R=0,2м, r = 0,06м, n=30, c=0.06м, h=0,01м, b =0,0018 м, λ = 0,0024 при = 0,1м – представлен на рисунке 2.

Рис. 2 - График аналитической зависимости мощности N на роторе дисковой турбины создаваемой силами вязкого трения (сплошная линия) и силами Кориолиса (точечная линия) от расхода Q воды

Из графика (рис.2) видно, что мощность на валу дисковой турбины, создаваемая силами Кориолиса значительно меньше, чем мощность от сил вязкого трения. С возрастанием расхода жидкости доля мощности от сил Кориолиса, по сравнению с мощностью от сил вязкого трения, растет и при расходе равном 0,08 м³/с составляет 7%.

Полученные аналитические зависимости позволяют проводить анализ влияния параметров напорной жидкости, конструкции и геометрических размеров дисковой турбины на её динамические характеристики. Эти зависимости применимы для инженерных расчетов дисковых турбин.

Полученные аналитические зависимости позволяют не только определить мощность дисковой гидротурбины, но и показывают пути их конструкторской модернизации. В частности разработана новая конструкция дисковой турбины, позволяющая значительно увеличить эффективность работы за счет увеличения площади контакта жидкости в зазорах между дисками турбины за счет волнообразной конструкции дисков и обеспечить эффективный вывод воды из турбины центробежными силами инерции. Проводится международное патентование новой конструкции турбины.

Кроме этого, важным параметром дисковых турбин является материал и шероховатость поверхностей дисков. Это определяет значения коэффициентов вязкого трения и трения о смоченную поверхность. Разработанные методики определения этих коэффициентов позволяют оптимизировать эти параметры.

Работа выполнена в рамках гранта Комитета науки Министерства образования и науки Республики Казахстан (номер госрегистрации 0113РК00415).

Литература:

1. N. Теslа. Turbine. United States Patent № 1061206, May 6, 1913

2. Мисюра В.И., Овсянников Б.В., Присняков В.Ф. Дисковые насосы. М.: Машиностроение. 1986. – 112 с.

3. Перельман Р.Г., Поликовский В.И. Основы теории насосов дискового типа. Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт, № 1, 1963, С. 101–111.

4. Васильцов Э.А., Невелич В.В. Геометрические электронасосы. Л.: Машиностроение, 1968. – 259 с.

5. Лысенко В.С. Анализ мощности дисковой гидротурбины // Успехи современного естествознания. – 2014. – № 4. – С. 109-113;
URL: www.rae.ru/use/?section=content&op=show_article&article_id=10002516 (дата обращения: 22.09.2014).

6. Лысенко В.С., Сулейменов Б.Т. Мощность дисковой турбины в зависимости от сил вязкого трения. ВЕСТНИК КазНПУ им. Абая, серия «Физико-математические науки», №1 (45), 2014, С. 129-134.

7. Лысенко В.С. Сулейменов Б.Т. Мощность дисковой турбины от сил Кориолиса. ВЕСТНИК КазНПУ им. Абая, серия «Физико-математические науки», №2 (45), 2014, С. 133-138.

8. Лысенко В.С. Анализ влияния сил инерции на динамику дисковой турбины. Сборник научных трудов SWorld, 2013, Том 7, Выпуск 3, с.61-65.