Возобновляемая энергия ч.1 - Испаритель с турбинным приводом циркуляционного насоса

2.2.  ИСПАРИТЕЛЬ С ТУРБИННЫМ ПРИВОДОМ ЦИРКУЛЯЦИОННОГО НАСОСА
При работе испарительной установки (рис. 10) перегретый раствор из нагревательной камеры 6 через соединительный трубопровод и полый вал 3 поступает в горизонтальные каналы сегнерового колеса, а затем — в расположенные по периферии каналов сопла Лаваля 4.
При выходе в сепаратор 2 раствор вскипает, вторичный пар, расширяясь, сообщает ускорение парорастворной смеси. Возникающая в соплах Лаваля реактивная сила приводит во вращение вертикальный вал, обеспечивая работу циркуляционного насоса 5.

Рис. 10. Схемы испарительной установки (а) и сопла Лаваля (б)

Из нижней части сепаратора насос через соединительный трубопровод и пусковой обратный клапан 7 непрерывно нагнетает раствор в нагревательную камеру 6; одновременно вторичный пар удаляется в конденсатор 1.
Конструктивные параметры изменялись в следующих пределах: диаметр турбины — 260, 360, 400, 560 мм; диаметр критического сечения сопла Лаваля — 14, 20, 25, 30, 35 мм; число сопл — 2 шт.; диаметр лопастного колеса насоса — 168 и 260 мм; ширина выходного участка лопасти колеса насоса — 12, 15, 23 мм; диаметр сепаратора — 600 и 800 мм; нагревательная камера из гофрированных пластин типа ПР-0,5Е с 10 каналами общим поперечным сечением FK = 0,018 м², теплопередающая поверхность камеры — 10 м².
При конструировании реактивной турбины учтены результаты работ [29—31].   

Насос, созданный на основе опытных данных [32], обеспечивал оптимальную скорость течения раствора в пластинчатой камере в пределах 0,3—0,5 м/с [33]. В каждом режиме установка работала до 8 ч, параметры процесса измерялись через 30-60 мин. При этом фиксировались давление, температура и количество конденсата первичного и вторичного пара, температура циркулируемой жидкости на входе и выходе из нагревательной камеры, расход жидкости, сопротивление циркуляционного контура и турбины течению потока, число оборотов вала. Через смотровые окна велись наблюдения за состоянием потока перед входом в полый вал и работой сопл Лаваля в период пуска и остановки турбины.
Уровень жидкости в сепараторе поддерживался постоянным за счет равенства количества подпитки количеству выпаренной воды. Упариваемая жидкость — чистый конденсат. Предельная относительная ошибка измерений коэффициентов теплопередачи — ±7 %. Для исключения влияния отложений проводилась периодическая промывка камеры слабым раствором соляной кислоты.
Визуально установлено частичное закипание жидкости перед входом в полый вал турбины. Таким образом, вместо оптимального цикла, имеющего в системе координат T-S вид треугольника, реализован цикл, изображенный на рис. 11. Данные наиболее значимых опытов, соответствующих рассматриваемому циклу, представлены на рис. 12, 13 и в табл. 1.
Устойчивая циркуляция обеспечивается при диаметре турбины, примерно в 2 раза превышающем диаметр лопастного колеса насоса. Приведенные опытные данные получены при испытании турбины диаметром 560 мм и насоса с лопастным колесом диаметром 260 мм. Для этого сочетания геометрических параметров нормальная циркуляция наблюдается, начиная с температурных напоров 3—4 °С. Если же диаметр турбины мал, то необходимо увеличивать температурный напор. Так, для турбины с диаметром 260 мм и диаметром ротора насоса 168 мм устойчивая циркуляция устанавливалась при температурном перепаде в турбине в 20 °С.

 Рис. 11. Цикл испарительной установки в системе координат T—S
1—2 — процесс в расширяющейся части сопла Лаваля для идеального цикла, т.е. без потерь энергии на трение; 1—f — изо- энтальпийный процесс дросселирования потока; 2—а — конденсация пара; а—b, b—с — нагревание жидкости и парообразование; c—d — нарастание давления в потоке в горизонтальных каналах турбины за счет центробежной силы; е—1 — процесс в сходящейся части сопла Лаваля.

Таблица 1

Рис. 12. Зависимость относительного эффективного КПД турбины от температурного напора в турбине

Рис. 13. Зависимость термического КПД циркуляционного контура от температурного напора в турбине

Попытка дальнейшего уменьшения диаметра турбины по отношению к диаметру рабочего колеса насоса приводит к пульсации потока и прекращению циркуляции. Изменение ширины лопатки колеса насоса не влияет на скорость циркуляции потока.
Увеличение до определенного предела суммарной площади F критических сечений сопл Лаваля приводит к возрастанию интенсивности теплопередачи. Для установившейся циркуляции площадь F должна быть примерно в 10 раз меньше общего поперечного сечения Fk каналов нагревательной камеры.
С учетом этого обстоятельства влияние тепловой нагрузки на интенсивность теплопередачи изучалось при F = 14,12 х 10-4м². Из табл. 1 видно, что изменение температурного напора в нагревательной камере влияет на интенсивность теплопередачи, о чем свидетельствует начало закипания жидкости в камере. Ниже приведена последовательность расчета КПД по опытным данным.
Паросодержащие смеси xf при обычном дросселировании потока в сепаратор определяют по выражению. Энтальпия смеси для этого случая .
При изоэнтальпийном процессе дросселирования i = const, поэтому i1 = if [7].
Паросодержание смеси перед турбиной. Энтропия потока перед турбиной.

Из равенства выражений для NH и NT определяется относительный эффективный КПД турбины ηо.е. Расчетные значения ηо.е и ηt в зависимости от температурного напора в турбине показаны на рис· 12, 13·
Сопротивление подводящего трубопровода течению парожидкостного потока обусловливает падение температурного напора примерно на 3 °С· В результате рассчитанные по опытным данным значения термических КПД оказываются ниже ожидаемых·
Значительные потери в турбине вызваны ударом парожидкостной струи, выходящей из одного сопла, о корпус другого и, вероятно, явлением метастабильности [27]· Последнее подтверждается слабым диспергированием жидкости на выходе из сопл Лаваля· Оба отрицательных фактора усиливаются с повышением температурного напора и, следовательно, числа оборотов·
Без учета механических потерь значение термического КПД реального цикла находится по зависимости ηtz=ηо.еηt. Поскольку с увеличением Δί значения ηt возрастают, а ηо.е уменьшаются, термический КПД ηtz реального цикла слабо зависит от температурного напора в турбине. В среднем для принятого конструктивного сочетания камеры, турбины и насоса КПД цикла ηtz= 0,25 %· Это обстоятельство позволяет обеспечить нормальную работу контура при перегреве раствора в пределах 3—4 °С, что и требуется для доказательства самопроизвольного вращения модели Земли при крайне низких температурных напорах циркулируемой рабочей среды·
Анализ конструкции контура и турбины указывает на возможность осуществления ряда мероприятий по сокращению потерь на трение, т. е. по увеличению значений ηо.е.
При конструировании и испытании аппарата решены следующие проблемы: компенсация температурных удлинений вала и осевой силы, возникающей при работе насоса; исключение вихреобразования в слое жидкости над насосом; охлаждение сальников и подшипников; пуск установки. При отсутствии обратного клапана 7 (см. рис. 10) подача греющего пара в нагревательную камеру вызывает интенсивное вскипание раствора. Появляющийся вторичный пар частично через верхний, а частично — через нижний трубопровод вытесняет жидкость в сепаратор, что приводит к затуханию процесса теплопередачи. Для организации устойчивой циркуляции необходимо обеспечить вскипание раствора в критических сечениях сопл Лаваля.
Размещение в контуре обратного клапана 7 и подача исходного раствора с повышенным расходом непосредственно в нагревательную камеру позволяют разогнать турбину до требуемых оборотов. По достижении циркуляционным насосом давления, превышающего давление в камере, обратный клапан открывается и поток устремляется через камеру в турбину. С установлением циркуляции питание установки раствором непосредственно в нагревательную камеру прекращается.
Как видим, сам факт создания данного аппарата подтверждает несовершенство гидродинамической модели циркуляции потоков. Так, с позиции гидродинамики размещение турбины на выходе из подъемного канала циркуляционного контура дает лишь дополнительное сопротивление. Тем не менее, аппарат действует безукоризненно, что позволяет использовать газодинамическую модель при изучении природных процессов.
Обратимся к правомерности использования данной установки в качестве модели Земли.
Прежде всего, введение в модель природной среды воздуха переводит процесс вскипания воды в процесс поверхностного испарения.
Далее, в океанологии принято относить тонкие пограничные слои к ламинарным системам, где обмен теплом и веществом происходит теплопроводностью и диффузией. Однако такой подход не является достаточно корректным. Установлено, что ничтожное варьирование температуры как по вертикали, так и по горизонтали, сопровождающееся изменением поверхностного натяжения воды, приводит к возникновению циркуляционных ячеек (неустойчивости Марангони). Эти ячейки обеспечивают интенсивное перемешивание воды в пограничном слое [34]. Известно также, что незначительные перепады температуры между слоями воздуха вызывают естественную конвекцию потоков [35].
Это движение усиливается при поступлении в циркулируемый поток водяного пара.
При атмосферном давлении объем единицы массы воды, превращаясь в пар, увеличивается в 1600 раз. В этих условиях часть тепловой энергии неизбежно переходит в кинетическую энергию потоков. Именно на границе раздела океан-атмосфера хаотичное тепловое движение молекул в поверхностном слое воды приобретает стройность и организованность в поднимающихся вверх паровоздушных потоках.
Наблюдаемая на поверхности морей зыбь, по-видимому, является результатом воздействия реактивных сил, возникающих в подъемных каналах мелкомасштабных циркуляционных ячеек.
Для рассматриваемого случая проблема, по существу, сводится к сравнительной оценке КПД подъемного канала одной из ячеек с КПД сопл испытанного контура.

Исходные данные для расчета КПД мелкомасштабной ячейки
Температурный перепад, At, °C............................................................................. 5
Температура нижней границы тонкого слоя воды, Т1, К (°C)......... 301 (28)

Таким образом, океан и атмосфера в своих тонких пограничных слоях затрачивают на вращение Земли лишь 0,6-0,8 % располагаемой тепловой энергии.
Безусловно, испытанная модель испарителя лишь приближенно соответствует модели Земли. Об этом свидетельствует предыдущий расчет. Но главное отличие этих двух объектов состоит в том, что масса океана составляет всего 0,02 % от массы Земли, в то время как масса воды в циркуляционном контуре испарителя даже несколько превышает массу турбонасоса. Но отмеченное различие в соотношении масс сказывается лишь на инерционных свойствах сравниваемых объектов. Так, если для повышения числа оборотов турбонасоса с 500 до 1100 в минуту необходимы всего одна-две минуты, то океану для ускорения вращения Земли на несколько оборотов в год понадобится несколько миллионов лет.
Таким образом, испытания компактного испарителя позволяют утверждать, что циркуляция вод в мировом океане происходит с участием центробежного поля Земли. Это участие носит естественный характер и возникает лишь при определенном сочетании параметров системы, согласованном с предварительной закруткой Земли.
Из этих же опытов следует, что при малых температурных напорах КПД преобразования тепловой энергии океана в кинетическую энергию потоков не превышает одного процента.
Отметим, что циркуляционное устройство — турбонасос обладает билатеральной и поворотной симметрией. Эти же свойства присущи циркуляционному контуру Земли.
Для выяснения эффективности циркуляционного контура Земли как тепловой машины рассмотрим гидродинамику потоков на Юпитере.