1598005375-fdca24712b4dd3cd0f1922045b94d243 (811202), страница 27
Текст из файла (страница 27)
На рис. 5.10 приведены гидродннамнческие характеристики турбины, полученные с помощью простой моментной теории. В зависимости от скоростного отношения и заполнения профиля получены величины коэффициентов преобразования энергии потока т) н сопротивления турбины Св для двух направлений вра- Рзих)Рнрмпр и) 5 Рис. блб, Характеристики турбины Ниши 173)с а — термодинамнческий цикл; 6 — выходная характеристика (отношение полезной мощности н мощности, затрачиваемой на сжатие воздуха за счет океанского течения); в, з — зависимости козффнциентов преобразования зиергни потока и сопротивления в потоке от направлении вращения (п — правое и л — левое), от заполнении профиля и от скоростного отношения. à — поеная работа; П вЂ” работа с>катая воздуха щения.
Знание последнего коэффициента особенно важно при расчете якорной системы. Расчет силового воздействия на крыло в потоке при скорости последнего 1 м/с дает максимальную величину около 6000 Па, соответствующую давлению на крыло широкофюзеляжного самолета. Это, по словам А. Ниши, показывает, что никакой специальной техники и новых материалов для создания таких крыльев не потребуется. На рис.
5.10, а показан термодинамический цикл, описывающий работу предлагаемого двигателя. Это цикл Хольтцвагена, описывающий работу газовой турбины при,постоянном объеме сго- рания. Термическая эффективность такой турбины очень высока при вполне достижимых перепадах давлений. Выходная характеристика турбины показывает, что теоретически выходная мощность двигателя внутреннего сгорания может быть в 2 раза и более :выше мощности, изымаемой из течения турбиной. й 5.4. Турбина в насадке Как уже упоминалось, наилучшим показателем обладает турбина, выполненная в ниде рабочего колеса с горизонтальной осью (импеллера, крыльчатки, вертушки) в насадке.
Это объясняется .тем, что такое рабочее колесо меньше возмущает поток, не так сильно, как свободное, вовлекая жидкость во вращательное движение. Насадок как бы отделяет возмущенную часть потока от ,невозмущенной и в то же время обеспечивает некоторую концентрацию энергии. Будучи выполненным в виде водоизмещающей конструкции, он может обеспечивать плавучесть всего сооружения, прн этом в его полостях могут быть размещены необходимые для обслуживания турбины и генератора материалы и инструменты (см.
рис. 5.5, б), через эти полости можно проникать к основному оборудованию. Форму насадка выбирают из такого расчета, чтобы обеспечить плавное безотрывное течение потока на подходе к турбине, сделать всю систему устойчивой на потоке, максимально снизить завихренность потока на выходе из нее, что необходимо как для снижения потерь давления на насадке, так и для снижения уровня .колебаний; передаваемых вверх по течению на само рабочее ко.лесо. Кроме того, таким путем снижается уровень возмущешчй в среде за преобразователем, где могут быть размещены однотипные устройства. Увеличения мощности одного такого агрегата можно достигнуть за счет удлинения крыла. По сравнению с ветровыми пре-ооразователями океанские турбины в этом плане имеют преимущество: критический размер крыла, при котором в нем достигается предел прочности материалов для такой турбины выше, Но есть ограничения и в воде: при слишком большой длине крыла на смену изгибающим моментам, создаваемым под воздействием силы тяжести, приходят моменты, создаваемые силой давления потока.
Другое ограничение диаметра рабочего колеса связано с технологическими трудностями при постройке и установке столь громоздких сооружений в океане. Специалисты сходятся во мнении, что диаметр турбин в насадках вряд ли превысит 200 м (по габаритам подобное сооружение напоминает крытый стадион на '20 тысяч зрителей). Накопленный к настоящему времени опгят строительства эксплуатационных платформ для добычи нефти и таза водоизмещением в сотни тысяч тонн показывает, что такие объекты могут быть созданы.
Около десяти лет тому назад по заданию министерства энергетики США был разработан проект ОГЭС для установки во Флоридском проливе. Проект предусматривал установку 242 агрегатов в насадках диаметром 168 м с генераторами мощностью по 83 МВВ. Стоимость одного агрегата в серийном производстве оценивалась в 80 млн. долл., а стоимость всего сооружения — 20 млрд, долл., что соизмеримо со стоимостью строительства аналогичной по мощности ТЭС, однако позволяет покрыть 10 о~о потребностей штата Флорида и экономить до 20 тыс. т нефти ежегодно при установленной мощности станции Рнс. Б.П. Поля теченнй дая свободного рабочего колеса н колеса в насадке (бб) т1 = (Р1 — Рз)/(0,5Рпе); коэффициент эффективности восстановления иия в диффузоре насадка Сег =(ре рз)~(0,браге) (5.4) |полного давле- (5.5) безразмерное давление на входе насадка Сре = (ре — р )у (0,5рп ).
(5.6) 12о 1О млн. кВт. В 1980 г. предполагалось испытать модельную установку с рабочим колесом диаметром 12 м мощностью генератора 400 кВт, а первую промышленную турбину запустить в 1984 г., однако сообщений на этот счет не поступало (15). Комплексное исследование турбин в насадке было выполнено О. Игрой 155) применительно к ветроэвергетике в предположении о том, что поле потока внутри его может быть описано как одномерное поле течения несжимаемой жидкости с осевой симметрией, а потери от концевых эффектов на входе и выходе пз насадка пренебрежимо малы.
Общее отличие полей течений в случае свободного рабочего колеса и колеса в насадке иллюстрирует рис. 5.11. В такой постановке основными параметрами, которые связаны с работой насадка, являются следующие: В качестве характеристики насадка может быть использован коэффициент усиления г, определяемый как отношение мощности, выделяющейся в турбнне с насадкам, к мощности идеальной турбины, имеющей тот же диаметр рабочего колеса и работающей при тех же условиях в свободном потоке, что и турбина в насадке: г = (АрД)/(0,593/2) ра' А»), (5.7) где Лр» — падение давления на турбине внутри насадка„ Я— объемный расход жидкости через насадок. Для чисто осевого потока Лр» можно заменить на р,— р,, а Я на п»А».
Соответственно выражение (5.7) преобразуется к виду г = (т!/0,593) (а»!а )' (5.8) или, с использованием соотношения между площадями в невозмущенном потоке и в сечении установки турбины, г = (т!/0,593) (А /А»)'. (5.9) Если записать выражение для мощности, выделяющейся на турбине через величины расхода и коэффициента нагрузки, в виде Р = О,бра»»!О, (5.10) то простые рассуждения о характере изменения этой величины в зависимости ат т! и »,е показывают, что существует какое-то оптимальное значение т! для каждого типа насадка. В рамках одномерной модели потока можно попытаться найти выражение для оптимального значения П через отношение площадей, коэффициент восстановления давления Ср, и аезразмерное давление на входе насадка С„,.
Подстановкой выражений для р, из уравнения (5.5) и для рт из уравнения (5.4) в выражение для С, (5.6) получим Сре (О 5Раесрг + Р» 0 58пет! Рю)/(О 59в ) (5. 1 1»т' Учитывая допущение о малом возмущении исходного потока на входе в конфузор насадки для патока перед турбиной можна записать, уравнение Бернулли в виде р» — р„= 0,5р(п, — ае) (аг.12Г и, подставив полученное выражение для разности давлений в уравнение (5.11), получить для определения Сг, формулу г и» г че с„=(с„— и)( — ) +! — ( — ) .
) (ч )' (5.13) Теперь выразим отсюда а»/а и подставим соответствующее выражение в уравнение для коэффициента усиления насадка (5.8). В результате чего получим выражение » ! — Сле 0,593 'х !+т! — Ср, г' 126 Считая т! не зависящим ат величин С„,. и Сп„взяв производную от г по т! и приравняв ее к нулю, получим выражение для опти- мального т! т1„„, = 2 (1 — Ср„) (5.15) н, соответственно, выражение для максимального коэффициента усилия г„= 0,649 ~ ! — С 1 ' (5.16) Если выразить коэффициент восстановления давления в диффузоре через КПД диффузора т!э = Сж/С .ы, где Сг.ы = 1— — (Ае»А )', то для коэффициента усиления оптимального насадка получим выражение (! Сг,)т 1оз ! — паг! — (л,)л,)') ) (5.17) 127 Анализ последнего выражения показывает, что для обеспечепия максимального улучшения свойств турбины в насадке необходимо соблюдать следующие условия: выходное давление в насадке должно быть как можно ниже (С, — значительная отрицательная величина); физически это означает, что полное восстановление давления происходит в свободном пространстве за турбиной и достигается за счет подбора формы насадка, представляющего собой цилиндрическое крыло н изменяющего поле давления вокруг турбины, в та время как для турбины без насадка поле давления ва всем объеме течения сохраняется; для заданного у диффузора отношения площадей А»/А, величина КПД т! должна аыть как можно выше, что достигается, например, удлинением диффузара; последнее не всегда выгодно с экономической точки зрения, поэтому либо отыскивается компромисс, либо применяются способы управления пограничным слоем в диффузоре; для заданной величины т! отношение площадей должно быть по возможности ббльшим.
Управление пограничным слоем в диффузоре можно осуществлять с помощью кольцевых щелей, через которые наружный поток будет падмешиваться в пограничный слой на внутренней поверхности диффузара, с помощью различных способов создания условий для резкога расширения потока в кормовой части диффузора. В цитируемой работе [55), например, показана, что с помощью единственного кольцевого прафилираваннага аткрылка, установленного на некотором расстоянии ат выходного сечения диффузара, можно увеличить мощность, вырабатываемую турбиной, на величину до 80%, в та время как за счет падмешивания через кольцевые щели можно получить не более 25% прироста выходной мощности.
На рис. 5.12 приведены зависимости Ср, и г от величины отношения площадей для турбины в насадке, полученные для различных профилей (см. модели 1 — 3 в табл. 5.1), обеспечивающих при одинаковой величине входного отверстия различные величины отношений А,/Аь Характерно, что кривые насадков без открылка не могут быть экстраполированы для описания тех же зависимостей для насадков с открылком. Это объясняется тем, что во втором случае тече- -О7 -Об д -ау Рнс.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
