Водяные турбины своими руками

Безлопастная дисковая турбина, или роторный двигатель Николы Тесла.



Смотрите так же - Дисковая турбина с четырьмя соплами..




Для лучшего понимания нижеизложенного материала, настоятельно рекомендую ознакомиться с оригинальной информацией, представленой в разделе "Патенты".

Я узнал об этом изобретении в 2006 году, и, честно говоря, оно не произвело на меня какого либо впечатления. Но спустя пару лет, за которые я многое узнал о различных видах двигателей и о принципах их работы, вспомнил о турбине Тесла. Решил, что стоит более подробно разобраться, что же это такое, и как оно работает. Я изучил все патенты, касающиеся этого изобретения, а так же все, что можно было найти на этот счет. Как обычно, в интернете мало чего путного, куча небылиц, и странных, непонятно на чем основанных предположений. Так же в сети можно найти большое количество самодельных моделей, но сделаны они не корректно, так как нет полного понимания принципов работы и процессов, происходящих внутри устройства. Есть и исключения, но их очень мало. Итак, основной принцип, заложенный в работу турбины – вязкость движущейся среды. Н. Тесла в своих патентах описал основные принципы и закономерности данного эффекта. Что же представляет собой безлопастная турбина Тесла? Ротор турбины – это вал с закрепленными на нем плоскими дисками. Между дисками выдерживается определенное расстояние посредством разделяющих шайб, а так же небольших выступов, сделаных на каждом втором диске по обе стороны. Каждый диск имеет окна в центральной части для выхода рабочего тела.


Основной диск ротора.


Собраный ротор.


Расстояния между дисками.


Стальной ротор.

Крайние диски делаются более толстыми, так как проходящая между дисками струя газа пытается раздвинуть диски, а так же для прижимания остальных дисков друг к другу. Так же крайние диски имеют кольцевые выступы над окнами, которые служат в качестве части уплотнения.


Боковой диск с кольцевыми выступами.

Ротор помещается в корпус, который имеет входящее сопло и боковые крышки с отверстиями в центре. К крышкам крепятся еще две детали, не знаю как их правильнее назвать, я их назвал «уши», в которых закрепляются подшипники и обеспечивается отвод отработанной среды.

На внутренней поверхности крышек вырезаны кольцевые канавки. Их можно разделить на две группы по их назначению. Первая группа канавок располагается ближе к центру, в эти канавки входят кольцевые выступы боковых дисков, что обеспечивает хорошее уплотнение. Канавки и выступы, составляющие уплотнение, должны быть тщательно подогнаны друг к другу. Зазоры должны быть минимально возможными, но и не допускающими трение, что требует высокой точности изготовления. Вторая группа канавок прорезается почти по всей оставшейся поверхности и к ним не предъявляется таких жестких требований по точности изготовления. Боковые диски движутся относительно неподвижных крышек корпуса. Чтобы не создавать дополнительное сопротивление, расстояние между дисками и корпусом нужно увеличить. Именно этой цели и служат кольцевые канавки второй группы. Так как поток всегда ищет путь наименьшего сопротивления, а в нашем случае – это канавки между крышками и дисками, основная часть потока проходила бы именно этим путем, и лишь незначительная часть проходила бы между остальными дисками ротора. За счет уплотнения, в канавках возникает повышенное давление, что и не дает среде пройти только этим путем, и среда проходит там, где возможно, т.е. между остальными дисками. Можно было бы сделать и одну широкую канавку, однако это бы увеличило утечку. По этому, лучшего результата можно добиться, используя несколько канавок.

>

Сопло турбины располагается тангенциально, т.е. по касательной к внутренней поверхности корпуса и может быть выполнено в виде прямоугольной щели, или круглого сужающегося отверстия.


Прямоугольное сопло.

Зазор по периферии между корпусом и ротором делается минимальным, учитывая небольшое увеличение диаметра ротора, при работе на высоких оборотах.



Теперь, имея примерное представление об устройстве турбины, рассмотрим теоретическую базу и рабочий процесс. Если направить поток жидкости, или газа по плоской поверхности, то этот поток начнет увлекать за собой эту поверхность. Такое поведение обусловлено тем, что самый первый слой молекул, прилегающих к плоскости – неподвижен. Следующий слой движется очень медленно, следующий чуть быстрее и так далее. Ниже приведу небольшую выдержку из аэродинамики.

Важной характеристикой движущейся среды является ее вязкость. Вязкость проявляется через свойство прилипания текучей среды к поверхности, тогда как не вязкая среда свободно скользит вдоль обтекаемой поверхности. Чтобы проиллюстрировать влияние вязкости, порождающей силу, замедляющую течение (силу сопротивления), рассмотрим две большие параллельные друг другу пластиныAиB(рис. 1), одна из которых движется относительно другой. Вязкая среда прилипает к каждой из пластин. Случайные движения молекул создают эффект «перемешивания», стремящегося выровнять средние скорости течения, скорость которого на пластинеBравнаV, а на пластинеA– нулю. Результирующее распределение скоростей также приведено на рис. 1, где длина стрелок пропорциональна величине скорости в данной точке течения по высоте между пластинами. Таким образом, на движущуюся пластинуB действует сила, тормозящая ее движение. Чтобы обеспечить движение пластиныBпри наличии торможения, к ней должна быть приложена противодействующая сила. Такая же сила стремится привести в движение пластинуA.


Рис. 1. СИЛА ВЯЗКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ, или влияние вязкости течения на пластины A и B. Пластина B движется по отношению к пластине A со скоростью V, изображенной стрелкой. Распределение скоростей жидкости между пластинами также показано соответствующими стрелками.

Величина силы, необходимой для поддержания движения пластины B со скоростью 1 м/с (или удержания на месте неподвижной пластины A), при условии, что расстояние между пластинами равно 1 м, а площадь каждой из них – 1 м2, называется коэффициентом вязкости m. Для воздуха при температуре 0° С и давлении 1 атм m = 1,73*10–5 H*c/м2. Эксперименты показывают, что коэффициент вязкости воздуха изменяется в зависимости от температуры пропорционально T0,76.


А теперь представим, что пластины А и В неподвижны относительно друг друга, а поток газа движется между ними. Естественно, поток начнет увлекать за собой обе пластины. Распределение градиента скоростей в потоке будет следующим: у поверхности обеих пластин скорость потока будет минимальна, а посередине - максимальна.



Понятно, что чем меньше расстояние между пластинами и больше их площадь, тем больше сила вязкого трения, тем меньше «проскальзывания» газа между плоскостями, и тем сильнее поток увлекает за собой плоскости. Теперь рассмотрим процесс, происходящий внутри турбины. Рабочее тело (газ или жидкость) подается под давлением через сопло. Получив ускорение в сопле, поток движется спиралеобразно между дисками, увлекая за собой ротор, и выходит через окна в центральной части дисков. Если турбина работает в холостом режиме, то скорость вращения ротора будет чуть меньше скорости потока, из-за трения в подшипниках. В таком режиме, длинна спиралеобразного пути - максимальна, так как относительная скорость потока и дисков почти нулевая. При подключении нагрузки скорость вращения ротора падает, а вместе с ней и скорость потока, из-за чего и длинна спиралеобразного пути сокращается. Таким образом, мы имеем саморегулирующую машину. Одно из преимуществ данной конструкции – ламинарность потока. Нет никаких завихрений и турбулентных образований, которые всегда снижают эффективность. Крутящий момент турбины прямо пропорционален квадрату скорости среды относительно ротора и площади дисков, и обратно пропорционален расстоянию между ними. То есть, для получения максимального крутящего момента расстояние между дисками должно быть минимальное, а количество дисков, или их диаметр – как можно больше. Аппарат способен совершать максимальную работу когда скорость ротора равна половине скорости потока, но для достижения максимальной экономии относительная скорость, или скольжение - должны быть как можно меньше.



Понятно, что количество сопел можно увеличить, для повышения мощности и крутящего момента. Так же, посредством конструкции сопел, или их расположения, легко достигается реверс. Более детальную информацию на этот счет можно получит из оригинальных источников, которые приведены в начале статьи.
А теперь хотелось бы поделиться собственным опытом по изготовлению турбины. Данное мероприятие мне пришлось начинать с нуля, в буквальном смысле. У меня не было опыта работы на металлообрабатывающих станках, да и с 3D моделированием связан не был, не говоря уже о черчении. Осознав сей печальный факт, пришлось пройти «экспресс курс» по черчению и 3D моделированию, на что ушло полтора месяца интенсивного самообучения. Я был приятно удивлен, насколько легко и интересно заниматься 3D проектированием. Про черчение лучше промолчу, хотя необходимые навыки и знания все же получил. Спроектировав все детали и начертив чертежи, я отправился в ближайший цех металлообработки. После длительной беседы с технологом, конструкцию пришлось немного видоизменить, что бы процесс изготовления был более технологичным. Внеся все изменения в чертежи, процесс пошел. На приведенных выше рисунках представлена моя конструкция турбины. Конструкции могут быть разными, однако именно такой вариант проще всего сделать вручную, без использования литья и штамповки. Я задался целью построить полноразмерную модель турбины. В качестве материалов выбрал обычную сталь, так как этот материал дешев и легко поддается мехобработке. В процессе изготовления турбины я столкнулся с некоторыми трудностями. Самая не приятная проблема – это, казалось бы, изготовление основных дисков. Проблема в том, что диски изготавливались, из листового метала, и после обработки оказались не ровными. Поводки были чуть заметны, но при расстоянии между дисками 0,3мм, это сказывалось самым серьезным образом – расстояние между дисками получилось не равномерным, и во многих места вообще отсутствовало. Частично решить задачу помогло использование крестообразных разделительных шайб (изначально я использовал круглые разделительные шайбы). Но мне так и не удалось добиться идеальной равномерности промежутков между дисками. Это касается лишь основных дисков, так как боковые диски точатся из достаточно толстого метала, и в силу метода обработки, кривизны практически не имеют. Вообще, решение этой проблемы существует. Правда, оно немного усложняет конструкцию ротора, и увеличивает стоимость работы. Собственно, по этим причинам я и не стал ничего переделывать. Тем более, я не ставил целью изготовить полностью работоспособное изделие, а для проведения опытов вполне достаточно того, что есть. Совет тем, кто захочет повторить мой «подвиг» - используйте, максимально ровные листы метала для изготовления дисков. Однако, проведя несколько опытов с использованием сжатого газа, я убедился, что расстояние между дисками является важнейшим фактором в работе устройства, и проявленная мною халатность, по отношению к этому вопросу - неуместна. Решение задачи оказалось простым, причем это решение было описано в британском патенте Н. Тесла №186082.


Диск с выступами по обеим сторонам, сделаными по окружности.
Отступив ~15мм от края диска, нужно прочертить окружность с обеих сторон диска. На одной из сторон диска окружность надо поделить на 8 равных частей. В точках пересечения нужно пробить небольшие лунки. Я проделал это с помощью молотка и кернера, слегка закруглив острие последнего. Процедура не сложная, но нужно быть предельно аккуратным, дабы не перестараться. Далее, на второй стороне диска проделываем то же самое, только точки пересечения должны оказаться между уже пробитыми выступами. В итоге имеем диск, с шестнадцатью выступами, по восемь с каждой стороны. Высота выступа должна равняться, или быть чуть меньше расстаяния между дисками. Для окончательной доводки выступы обрабатываются надфилем. Выступы делаются не на всех дисках, а через один. В моем случае общее количество дисков - 21шт. Дисков с выступами - 10шт. Центральный диск гладкий, потом два с выступами, опять два гладких и т.д. Крайние диски гладкие. Вроде с этим понятно. В итоге получилась достаточно качественная и жесткая конструкция, а расстояние между дисками вариирует в пределах 0,2-0,4мм.


Равномерное расстояние между дисками

Еще одна неприятность заключается в балансировке ротора. После того, как ротор собран, в идеале, его нужно слегка подточить на токарном станке, что бы выровнять все неровности. Так же, очень желательно все диски, а так же все сопрягаемые детали отшлифовать. В общем, самая главная проблема – точность изготовления. Если все детали делать на высокоточном оборудовании с программным управлением, 95% всех неприятностей разрешатся сами собой. Несколько слов хотелось сказать об изготовлении крестообразных шайб. В условиях производства – это самая простая задача, наштамповал, и готово. А вот сделать несколько десятков штук с приемлемым уровнем точности – не так то и просто. Дело в том, что толщина метала для изготовления шайб, составляет - 0,2-0,3мм. С таким металлом работать не просто, уж слишком аккуратно надо с ним обходиться. И когда стал вопрос об их изготовлении, мне заломили неприемлемо высокую цену. Немного пораскинув мозгами, решил поступить просто. На рисунке ниже представлена заготовка, и готовая шайба.

Заготовка (слева), и готовая крестообразная разделительная шайба.

Пришлось заказывать заготовку, а потом вручную доделывать. Ножницами по металлу делается 8 надрезов до соединения с отверстиями, а потом лобзиком отпиливаются лишние части. Зато вышло в 5 раз дешевле. Еще хотелось бы сказать о выборе подшипников. Так как турбина работает на достаточно высоких оборотах (10000-15000об.\мин.) и более, подшипники должны быть рассчитаны на такие скорости. В отличие от лопастных турбин, турбина Теслы не имеет осевой нагрузки, поэтому подшипники могут быть просто радиальными шариковыми. В остальном, проблем, заслуживающих внимания, не наблюдалось.

Фотографии, изготовленной мной турбины Теслы. Ротор составляют 21 диск диаметром 186мм и толщиной 1,5мм, боковые диски имеют толщину 3мм, разделяющие шайбы изготовлены из листа нержавеющей стали толщиной 0,3мм. Вал по центру имеет диаметр 15мм, и ступенчато сужается на концах до 12мм. Сопло сделано прямоугольным. Вес ротора примерно 7кг, вес собранного агрегата - 18кг.




Кольцо корпуса с соплом

Часть корпуса с соплом и кольцевыми пазами.

То же самое.

Боковай крышка и "ухо".

То же самое.
Первые результаты.
Все, ниже описанное касается самого первого варианта турбины, который имел ряд недостатков, а именно: расстояние между дисками не равномерное, отсутствовали кольцевые канавки на боковых крышках, а так же, не достаточно глубокие кольцевые выступы на боковых диска, что способствовало большим утечкам газа. Все опыты проводились со сжатым азотом (150 ат). Азот - потому что его проще достать оказалось, чем сжатый воздух, а так же потому, что азот инертный и не взрывоопасный. Редуктор в опытах не использовался. С помощью шланга высокого давления баллон напрямую соединялся с соплом турбины через переходник оснащенный манометром. Размер прямоугольного сопла 4х32 мм, при таком сечении максимальное давление перед соплом достигало не более 3-5 ат при полностью открытом баллоне. Момент проверялся руками, и его почти не было, тем не менее, за 80-90 с ротор достигал 9000 об\мин. Расход газа был просто жуткий, баллона (40 л, 6 м^3) хватало не более чем на 2-3 мин. Первой модернизацией стало уменьшение сечения сопла до 1х32мм. Результат на лицо, давление перед соплом при полностью открытом баловне достигало 40-50 ат. Естественно, скорость газовой струи выросла, что позволило разгонять ротор до тех же 9000 об\мин уже за 50-60 сек. при давлении перед соплом 15 ат. Следующей модернизацией было нарезание кольцевых канавок в боковых крышках турбины, а так же переделка боковых дисков (в первом варианте они были сведены на конус к периферии, что в данном случае не подходит). После модернизации показатели значительно улучшились, при давлении 12 ат ротор руками остановить было крайне трудно. Разгон ротора до 9000 об\мин сократился до 45-50 сек. Но это, как вы понимаете, ерунда, так как самое главное так и осталось неисправленным, а именно - равномерность расстояний между основной массой дисков. Эту задачу я решил совсем недавно, и тестов еще не проводил. Я уверен, что результат будет более чем положительным, и в разы будет превосходить предыдущие. Однако, надо учитывать тот факт, что газ при расширении сильно охлаждается, переходник и кран на баллоне покрывались инеем, а при понижении температуры газ теряет вязкость. А вязкость - это основное свойство газа, которое используется в этом типе двигателя. Дальнейшие эксперименты с холодным газом пока проводить не планирую, так как собираюсь пойти дальше - попытаюсь сделать из этой турбины ДВС. Этому будет посвящена отдельная статья.

Прошу прощения за некоторые неточности в выше описанном тексте, писал по памяти, память подвела. Ошибки исправил по записям, сделанным во время тестов в мае 2009 года.
 И так, я все же провел серию опытов с модернизированной турбиной (17 ноября 2009). Параметры следующие: размер сопла - 2х32 мм, диаметр дисков - 186 мм, количество дисков - 21 шт. Расстояние между дисками от 0,2 до 0,4 мм, вес ротора - 7 кг. В качестве газа использовался аргон в 40 литровом баллоне с давлением 150 ат. Так как все снималось на видео, писать много не буду. Приведу лишь результаты. Все тесты проводились с давлением перед соплом - 9-11 ат. Мои надежды более чем оправдались :). Итак: разгон ротора до 3000 об\мин - 4 сек, до 10000 об\мин - 17 сек. Отсчет времени начинался при достижении нужного давления (~10 ат). Не судите строго за мою дикцию, и некоторые ошибки в оборотах речи - честно - даже самому смешно :). Буду исправляться.
Ниже привожу видеоролики:







Остальные ролики можно посмотреть в разделе - "Видео".

Для полноты картины будет не лишним сказать о некоторых положениях, влияющих на мощность, крутящий момент, надежность, и эффективность турбины. Точность изготовления! Я это повторяю, так как - это важно. Чем меньше конструкция, тем выше необходимая точность. Минимально возможные зазоры между дисками, и их равномерное распределение по всей рабочей площади зазора, а так же между боковыми дисками и стенками турбины. Последний момент один из самых важных. Дело в том, что поток газа из сопла будет идти по пути наименьшего сопротивления, и если окажется, что этот путь лежит через щели, образованные стенками турбины и боковыми дисками, то и работать будут только два боковых диска по большей части. Это один из важнейших конструктивных моментов. В справочнике Анурьева достаточно подробно описываются различные виды лабиринтных уплотнений, по этому настоятельно рекомендую ознакомится с ними как можно подробнее. Второй важнейший момент - сопло. Как показали многочисленные опыты - простого отверстия или щели - мало. Сопло должно быть сделано максимально грамотно. Как показывает теория и практика, целесообразно использовать сверхзвуковое сопло Лаваля. КПД которого достаточно высок, с его помощью достигается сверхзвуковая скорость струи газа из сопла. Есть мнение, что использовать сверхзвуковую струю в турбине Тесла нельзя, так как поток переходит из ламинарного состояния в турбулентный. На самом деле так и есть, однако далеко не во всех условиях такое имеет место быть. Даже при числе Рейнольдса = 5000 поток между двумя параллельными пластинами остается ламинарным (источник - "Теория пограничного слоя" Г. Шлигтинг), так как не происходит срыва пограничного слоя. Хотя эти тонкости требуют проверки на практике. Позволю себе сделать небольшое отступление, на мой взгляд, это важно. В интернете, особенно на англоязычных сайтах описываются различные конструкции турбин Тесла. Причем результаты их испытаний, мягко говоря - плачевные. В первую очередь это связано с большими зазорами между дисками. Это при том, что в патентах Тесла английским по белому написано, что чем меньше зазоры между дисками, тем выше крутящий момент и КПД турбины. В чем же дело? А дело как раз в уплотнении боковых дисков, так как эти товарищи не удосужились сделать нормальное (да хоть какое-нибудь) уплотнение. При малых зазорах между основной массой дисков, поток и проходил только межу крайними дисками и корпусом. Американские братья решили проблему просто - увеличили зазоры между основной массой дисков. И естественно, результат оказался гораздо лучше. То ли дело, когда работают два диска, другое - когда все. Но это не выход, надеюсь, это русским (в самом широком смысл этого слова) братьям понятно. Что же, продолжим... Это, в первую очередь, влияет на крутящий момент и КПД. Температура газа - чем выше, тем лучше. Кроме теплового КПД, температура влияет на механический КПД самой турбины, из-за принципа ее работы. Использование соответствующих условиям работы материалов для изготовления турбины. Балансировка ротора. Для получения большого крутящего момента и мощности необходимо использовать несколько сопел, чем их больше, при соответствующем давлении, тем лучше. Собственно, как и во всех современных турбинах. В корпусе турбины, желательно поддерживать разряжение, но не обязательно. Все выше сказанное, лишь в отдаленной степени касается представленной, здесь, модели.

Результаты испытаний, проведенных 23.01.2010.

Но сначала немного о работе над ошибками и конструкции испытательного стенда. Работа над ошибками заключалась в более тщательном и равномерном обеспечении меж дисковых зазоров, а так же подгонкой корпуса, для обеспечения минимального зазора между боковыми дисками, и кромками кольцевых канавок на боковых крышках. После проведения всех работ, зазоры между дисками составляли от 0,2 до 0,3 мм, зазор между боковыми дисками и кромками кольцевых канавок - 0,3 мм. Испытательный стенд представляет из себя швеллер, с закрепленными на нем турбиной и автомобильным генератором мощностью 1,2 кВт (14 В 90 А). В месте крепления генератора, швеллер имеет продольный фрезерованный паз, что позволяет производить натяжение приводного ремня. В качестве нагрузки для генератора использовалось нихромовое сопротивление от сварочного аппарата. Ток и напряжение измерялись стандартными амперметром(150 А постоянного тока) и вольтметром. Обороты турбины измерялись механическим тахометром. Передаточное отношение шкивов на турбине и генераторе 1:1. Ниже приведены фото стенда (это более новые фото стенда, на момент данных испытаний в турбине не было второго манометра, установленного за соплом в корпусе турбины) и приборов:


Стенд в сборе.



Турбина с манометрами до и после сопла.



Генератор 1,2кВт.



Амперметр постоянного тока 150А.



Мощный резистор от сварочного аппарата.



Мультиметр.



Механический тахометр.


В качестве источника рабочего тела (сжатого воздуха) использовался ресивер объемом 4м3. Давление в ресивере на начало теста составляло ~7ат, температура воздуха в ресивере -12С. Турбина соединялась с ресивером с помощью шланга высокого давления диаметром 0,5дюйма. На время испытания компрессор был отключен.
Было проведено 2 теста, на протяжении обоих тестов давление в ресивере непрерывно падало, и к концу тестов составляло 4,5ат, данное обстоятельство не позволило получить стабильную работу турбины с постоянной мощностью подводимого рабочего тела. В первом тесте была получена мощность 310Вт с плавным падением оборотов, нагрузка к генератору подключалась при достижении ~5500об/мин, давление перед соплом составляло 4,8-5ат. Во втором тесте было получено 168Вт на ~6000об/мин, давление перед соплом составляло 4-4,5ат. в обоих тестах использовалось сопло прямоугольного сечения с площадью критического сечения ~45мм2, и неудачной геометрией, с успехом обеспечивающей большие потери. На следующем видеоролике представлен даный опыт (на ролике значения давления ошибочны, перепутали деления, в приведенных выше данных значения правильные):


Результат далек от желаемого. Однако этот результат обусловлен не низкой эффективность турбины Тесла, а моим невежеством в вопросах турбиностроения, газодинамики и т.д. Как оказалось, кртическое сечение сопла слишком мало, не говоря уже о совершенно неграмотной геометрии сопла. Мощность, полученая на валу турбины зависит от механического КПД самой турбины, от энергии и количества рабочего тела, прошедшего через турбину за единицу времени, но в первую очередь - от мощности источника рабочего тела. В данном случае оказалось, что сечение сопла просто не позволяет пройти большому количеству воздуха через него, а соответственно и через турбину. В следующем испытании этот недочет будет исправлен, что позволит убедиться в справедливости выводов, сделанных здесь.

Сопло новой конструкции и с большим критическим сечением. 04.02.2010.

После первых испытаний было решено сделать новое сопло. Хотя я и говорил о целесообразности использования сверхзвукового сопла Лаваля, мне пришлось использовать обычное звуковое сужающееся сопло. Так как расчет сопел - дело не простое, я решил остановиться на варианте по проще. Для этого пришлось бы переделывать часть корпуса, что на данный момент не самый подходящий вариант, по этому пришлось выходить из положения более простым способом. Но и получилось все не так, как хотелось, однако значительно лучше, чем в первый раз. На фото ниже показан первоначальный дизайн сопла.


Первый вариант используемого сопла.

Как видно, сужающаяся часть сделана под слишком тупым углом, а так же данный вариант сопла имеет постоянное критическое сечение, что не позволяет варьировать количество рабочего тела, проходящего через него. Новое сопло сделано конусным.
В новом варианте, сопло представляет из себя вставку с внешней резьбой, что позволяет сделать несколько сменных сопел с различными критическими сечениями, и геометрией.

Новый вариант используемого сопла.

Вставка вкручивается во входящий патрубок, который, в свою очередь был немного переделан, его диаметр был увеличен, и на внутренней части нарезана резьба.

Переделанный патрубок с внутренней резьбой для фиксации сопловой вставки.

Сама сопловая вставка представляет собой цилиндр с внешней резьбой, и конусной проточкой внутри, диаметр конуса на входе составляет 22мм, на выходе - 12мм.




Правда, такое решение привело к необходимости сделать дуговую проточку на внутренней поверхности корпуса турбины, сразу за соплом, иначе часть выходного отверстия сопла перекрывалась бы ступенькой, образованной телом корпуса.





Как мне кажется, эта проточка не самым лучшим образом скажется на аэродинамике. Кроме переделки сопла, так же было добавлено крепление для манометра за соплом, для измерения давления в корпусе турбины, однако последнее дополнение было сделано немного раньше нового сопла. На видеороликах ниже представлены предварительные тесты турбины с новым соплом:
На данном ролике второй пуск производился с подключенным возбуждением на генераторе.




Давление в ресивере перед началом тестов составляло 8 бар. На видео хорошо видно, что даже не смотря на быстрое падение давления в ресивере, скорость разгона турбины значительно выше, чем в тестах со старым вариантом сопла. Так же при увеличении критического сечения сопла давление в корпусе турбины достигает 1,5 ат. При использовании старого сопла такого не наблюдалось. Эти испытания проводились в домашних условиях с использованием небольшого компрессора с объемом ресивером 24 л, и дополнительного ресивера объемом 80 л. Схема подключения большого ресивера представлена на следующем видеоролике (в этом ролике используется старое сопло):


Результаты испытаний, проведенных 08.02.2010.

Данная серия испытаний проводилась с тем же источником рабочего тела, что и в испытаниях 23.01.2010. В качестве источника рабочего тела (сжатого воздуха) использовался ресивер объемом 4 м3. Давление в ресивере на начало теста составляло ~7 ат, температура воздуха в ресивере -12 С. Турбина соединялась с ресивером с помощью шланга высокого давления диаметром 0,5 дюйма. На время испытания компрессор был отключен. В данной серии испытаний было целью проверить работу нового сопла. Было проведено 4 теста, на протяжении которых давления в ресивере непрерывно падало, как и в тестах 23.01.2010, с теми же последствиями (турбина не могла работать стабильно). В первом тесте нагрузку к генератору подключали при достижении ~4000 об/мин., сопротивление на генераторе было выбрано таким, что бы выдаваемая мощность составляла 310 Вт. Именно при такой мощности обороты турбины падали в тесте 23.01.2010. Давление перед соплом на начало теста составляло 4 ат, давление непосредственно за соплом в корпусе турбины составляло - 1,4-1,5 ат. Турбина без проблем вытянула нагрузку в 310 Вт и продолжила быстрый набор оборотов, при достижении 7500 об/мин. мы отключили подачу воздуха. На следующем видеоролике запись описанного теста. Тест №1:



Следующий тест производился с большей нагрузкой на генераторе, составляющей 12,5 В 75 А (937 Вт), но при меньшем давлении перед соплом - 3,2ат., за соплом давление составляло 1,15 ат. Нагрузка подключалась при достижении турбиной 4000 об/мин. При подключении нагрузки обороты турбины начали резко падать. Причина падения оборотов - недостаточная мощность потока воздуха. На следующем видеоролике видно, на сколько быстро падает давление перед соплом и в корпусе турбины. Из-за использования бОльшего критического сечения сопла возросла как мощность турбины, так и расход рабочего тела. Тест №2:



В третьем тесте давление перед соплом упало еще ниже, и составляло 3 ат, давлении за соплом - 1 ат. Нагрузка на генераторе 525 Вт. Подключение нагрузки осуществлялось при достижении турбиной 5000 об/мин. Турбина начинает плавно снижать обороты. Так же на видеоролике хорошо наблюдается падение давления перед соплом. Тест №3:



Понятно, что при такой нагрузке на генераторе, и давлении перед соплом как в первом тесте турбина бы без проблем вытянула 525 Вт, а возможно и немного больше.
Четвертый тест проводился при такой же нагрузке, как и первый (немногим более чем 312 Вт), однако давление перед соплом упало еще ниже, и составляло 2,5 ат, за соплом - 0,85 ат. Нагрузка подключалась при достижении турбиной 5000 об/мин. После подключения нагрузки обороты турбины плавно падают.



На основании выше приведенных опытов можно сделать следующие выводы: во первых, для стабильной работы турбины нужна стабильная подача рабочего тела; во вторых, источник рабочего тела должен обладать соответствующей мощностью; в третьих, сопло турбины должно иметь грамотно спроектированный профиль, и достаточное критическое сечение. Так же нужно учитывать, что во всех тестах использовался холодный воздух, вязкость которого растет вместе с температурой, а так же уменьшается массовый расход. Что касается сопла - новая модификация последнего оправдала ожидания. К сожалению у меня не было возможности по окончанию испытаний заново накачать ресивер, и все же выяснить, какую мощность способна выдать турбина при максимальном давлении в ресивере. Однако можно смело заявить, что эта мощность будет не менее 600-700 Вт. так же стоит напомнить, что во всех тестах я называл не мощность самой турбины, а электрическую мощность на выходе генератора, который имеет КПД около 80%, т.е. все приведенные мной значения мощности нужно сложить с 20% надбавкой от этого значения. При электрической мощности 525 Вт, мощность турбины составляет 656 Вт... В перспективе планируется провести тесты с более мощным и стабильным источником рабочего тела с измерением не только давлений, оборотов и электрической мощности, но так же и температур на входе и выходе турбины, а так же расхода рабочего тела. Так же планируется провести тесты с перегретым паром. На данный момент используемая модель турбины не выдержит больших нагрузок, максимум мощности, которую она в состоянии выдержать не превышает 4-5 кВт. Так же данная модель не предназначалась для работы с паром, или раскаленными газами в режиме газовой турбины, по этому было принято решение проектирования новой турбины, соответствующей условиям ее эксплуатации. Новая модель будет лишена всех недостатков текущей, и будет рассчитана на более высокую мощность и эффективность. Что касается данной модели, с ней еще будут производится некоторые испытания, результаты которых буду опубликованы на этой странице. За последнее время с помощью моих друзей, огромная им благодарность :), было найдено несколько редчайших книг времен СССР, посвященных дисковой технологии как насосов и компрессоров, так и турбин. Итак, статья Экспериментальное исследование дисковой микро турбины. А.Н. Шерстюк. 1980. и книга Дисковые насосы. В.И. Миссюра. 1986.


Подготовка турбины для испытаний на паре. 20.03.2010

В ближайшее время планируется проведение серии испытаний турбины Тесла на перегретом паре. Для этого было необходимо сделать некоторые доработки. В первую очередь были сделаны карманы для термопар, а так же змеевики для манометров, которые служат для сглаживания пульсация давления, а так же для охлаждения пара. Так же была переделана выхлопная система, для удобного соединения с паропроводом. Ниже на фото представлено все вышесказанное:







Стенд в сборе:










Первое испытание на паре. 25.03.2010

К сожалению, первое испытание прошло не совсем удачно, однако проблемы возникли не по нашей вине. При подключении к паропроводу использовались два крана и регулирующий клапан и что-то из них не пропускало пар в полной мере. Итог - из 5 бар доступного избыточного давления мы получили 1 бар. Естественно, при таком малом избыточном давлении говорить о какой то значимой мощности не приходится. Однако даже при таком малом давлении турбина разогналась до 6500 об./мин. вместе с генератором, который работал в холостую. Ранее, при проведении испытаний с холодным воздухом, при тех же условиях(давление перед соплом 1 бар) турбина даже не пыталась стартовать. Это говорит о том, что вязкость горячего пара значительно выше, и можно надеяться на значительно лучшие результаты. В ближайшее время все неисправности устранят, и мы сможем провести полноценные испытания. Видео первого испытания на паре:


Второе испытание на паре. 7.04.2010

После исправления всех компонентов паропровода проблема была устранена, однако при проверке подачи пара заклинело турбину. Проверку подачи пара производили без моего участия, и я не знал причины заклинивания. Оказалось, что причина банальна - часть трубы от основной паровой магистрали ведущая к соплу турбины была ржавая, и в турбину через сопло попал кусок ржавой окалины, что и привело к заклиниванию ротора. После того, как турбина была разобрана и почищена, клин был устранен. К сожалению, я не догадался снять на камеру процесс устранения данной неполадки. Но удалось снять процесс сборки турбины перед испытанием:


После сборки и герметизации турбины мы перешли к сборке испытательного стенда:


Перед основным пуском было необходимо прогреть турбину, что бы исключить затирание ротора о корпус турбины из-за расширения металла. В начале прогрева были слышны легкие затирания, но после прогрева все стало на свои места:


Было проведено два пуска, результаты которых очень похожи. В обоих тестах использовалось круглое конусное сопло с входным диаметром 22 мм, и выходным - 10 мм (в предыдущих тестах с ресивером использовалось сопло с выходным диаметром 12 мм). В первом тесте была получена стабильная мощность в нагрузке - 508,75 Вт (напряжение - 13,75 В, ток 37-38 А) на 7600-7800 об./мин. Параметры пара при первом запуске были следующими: давление перед соплом - 2,8-3 ат, температура - 183 С начале, 202 С в конце, давление за соплом - 0,62-0,65 ат, температура на выходе - 117 С в начале, 141 С в конце, давление на выходе - атмосферное(может немного больше, но манометр так ничего и не показал).


Второй тест показал немного бОльшую мощность в нагрузке- 591,2 Вт (напряжение - 13,75 В, ток 42-43 А) на 7900-8000 об./мин.. Параметры пара во втором тесте следующие: давление перед соплом - 2,8-3 ат, температура - 189 С в начале, 229 С в конце, давление за соплом - 0,66-0,7 ат, температура на выходе - 156 С в начале, 184 С в конце, давление на выходе - атмосферное(такое же, как и в первом тесте).


В общем - испытания прошли удачно, подшипники выдержали и температуру, и обороты, так же после прогрева не наблюдалось затирания ротора. Так же подтвердились мои ожидания повышения эффективности с ростом температуры и, соответственно, вязкости рабочего тела, при 3 ат перед соплом, при испытаниях на сжатом холодном воздухе такую мощность получить не удавалось. Следующим этапом испытаний будет измерение расхода пара через турбину, что бы можно было посчитать и экономичность и КПД дисковой турбины. Так же, если удастся, попробуем подключить турбину к источнику пара с более высоким давлением, что бы перед соплом получить 6-7 ат, и провести все измерения при этих параметрах.


Испытание турбины на пару и измерение расхода пара на разных режимах работы. 16.04.2010

В данной серии испытаний основной целью было измерение расхода пара и других параметров при разных давлениях перед соплом. Было проведено 3 основных теста при давлениях пара перед соплом 1,8 ат, 2,5 ат, 3,5 ат соответственно. А так же один дополнительный тест при максимальном давлении пара 3,5 ат, но при меньшей турбулентности перед соплом, о чем свидетельствует дрожание стрелки манометра. Для измерения расхода пара нужно знать его скорость, температуру и давление, а так же диаметр паропровода, в котором производится измерение. Скорость пара рассчитывалась исходя из динамического давления потока пара. Динамическое давление измерялось с помощью трубки Пито и водяного U-образного манометра. Вообще, трубка Пито измеряет не динамическое, а полное давление, но учитывая, что в нашем случае пар выходил в атмосферу, можно считать статическое избыточное давление в потоке равным 0, хотя скорее всего оно все же есть, но мы его не измеряли, и скорее всего оно пренебрежимо мало. Зная скорость пара, его плотность при соответствующем давлении и температуре, и площадь сечения паропровода можно легко рассчитать как массовый, так и объемный расход пара. Для расчета объемного расхода, нужно знать так же его удельный объем при соответствующей температуре и давлении. Удельную плотность и объем пара при разных давлениях и температурах можно найти в специальных таблицах. Основные 3 теста были построены следующим образом: максимальное избыточное давление пара, которым мы располагали составляло 3,5 ат, при давлении 1,8 ат мы подобрали нагрузку на генераторе, при которой турбина стабильно работает, и на таком режиме производили измерение расхода пара, далее при давлении 2,5 ат, так же была подобрана стабильная нагрузка, с максимальным давлением в 3,5 ат проделали то же самое. В итоге мы получили следующие результаты:
Тест №1 - давление перед соплом - 1,8 ат, за соплом - 0,3 ат, температура на входе - 200 С, температура на выходе - 139 С, мощность на генераторе - 275 Вт, среднее динамическое давление на выходе - 6 мм. вод. столба, расход пара - 63,5 кг/ч.
Тест №2 - давление перед соплом - 2,5 ат, за соплом - 0,5 ат, температура на входе - 220 С, температура на выходе - 165 С, мощность на генераторе - 550 Вт, среднее динамическое давление на выходе - 14 мм. вод. столба, расход пара - 90,54 кг/ч.:
Тест №3 - давление перед соплом - 3,5 ат, за соплом - 0,85 ат, температура на входе - 240 С, температура на выходе - 188 С, мощность на генераторе - 890 Вт, среднее динамическое давление на выходе - 24 мм. вод. столба, расход пара - 113,3 кг/ч. 3 основных теста на следующем видео:



Дополнительный тест №4 - давление перед соплом - 3,5 ат, за соплом - 0,85 ат, температура на входе - 237 С, температура на выходе - 178 С, мощность на генераторе - 935 Вт, среднее динамическое давление на выходе - 24 мм. вод. столба, расход пара - 113,3 кг/ч. Немного бОльшая мощность на генераторе скорее всего обусловлена меньшей турбулентностью пара перед соплом в данном случае.



Известный расход пара и остальные параметры позволили рассчитать относительные эффективный КПД турбины на всех трех режимах работы, результаты следующие: КПД турбины при давлении 1,8 ат - 17%, 2,5 ат - 27%, 3,5 ат - 38%. В дополнительном тесте с бОльшей мощностью на генераторе но при меньшей турбулентности и чуть большем тепло перепаде КПД получился 33,5%. Относительный эффективный КПД - это отношение мощности, реально полученной на валу турбины к механическому эквиваленту мощности располагаемого перепада тепла, т.е. при работе турбины мы располагали неким конкретным перепадом тепла, если этот тепло перепад полностью преобразовать в механическую работу, то мы получим некую мощность, так вот относительный эффективный КПД, это и есть отношение реальной мощности к теоретически максимально возможной. При расчете этого КПД уже учитываются все возможные потери, включая потери в генераторе и его КПД (в нашем случае КПД генератора 80%).



Некоторые поправки... В предыдущем абзаце указывались расчетные КПД турбины на нескольких режимах работы с разным расходом и мощностью на генераторе. Все расчеты производились с учетом того, что генератор имеет КПД 80%, или около того, но как недавно выяснилось, автомобильные генераторы малой мощности с напряжением 14 В и с самовозбуждением имеют КПД 50-55%!!! КПД 50-55% генератор имеет в достаточно узком диапазоне оборотов, в среднем от 5000 до 6000 об. в мин., в наших тестах обороты генератора во всех случаях были не менее 8000 об.в мин. Дело в том, что на повышенных оборотах у генератора данного типа стремительно падает КПД. Из некоторых источников удалось выяснить, что КПД генератора на 12000 об.в мин. падает до 30-35%. Но на текущий момент я не располагаю точными данными о том, какой все таки имеет КПД мой генератор на 9000-10000 об. в мин. Поэтому я пересчитал КПД турбины предполагая, что КПД генератора во всех тестах был 50%. Результаты следующие:
Относительный эффективный КПД турбины при давлении 1,8 ат - 21%, 2,5 ат - 33%, 3,5 ат - 49%!!!
И если выяснится, что КПД генератора на повышенных оборотах еще ниже, то, соответственно, КПД турбины еще выше. Однако 49% - это не окончательный приговор. Это всего лишь результат, достигнутый на данный момент при конкретных условиях. Так как максимальная мощность и КПД турбины любого типа достигается при условии, когда окружная скорость ротора в месте взаимодействия со струей рабочего тела равна половине скорости этой струи, а в моем случае эта скорость не была достигнута, то есть потенциал для повышения КПД турбины есть. В моей конструкции используется дозвуковое сужающееся сопло, которое по определению не может разогнать струю до скорости, выше скорости звука в среде, куда происходит истечение. В последних тестах с усовершенствованным соплом удалось добиться достаточно эффективного расширения пара в корпусе турбины, что повлекло за собой падение давления в корпусе турбины, стрелка манометра, установленного за соплом, так и не сдвинулась с нулевой отметки. Это говорит о том, что струя пара имела скорость, близкую к скорости звука при атмосферном давлении, т.е. 340 м в сек. Учитывая, что перед соплом давление составляло 5-6 ат, то сомневаться в достижении максимальной скорости не приходиться. Теперь можно сделать прикидочные расчеты: диаметр ротора турбины составляет 186 мм, т.е. длина окружности равна 0,584 м, при 10000 об в мин. скорость ротора составляет 97,34 м. в сек. Скорость ротора на периферии, при которой достигается максимальный КПД равна 170 м. в сек. т.е. - 17465 об в мин. Но так как давление в корпусе турбины все же немного выше атмосферного, то и скорость звука выше, соответственно, максимальный КПД будет достигнут примерно на 19-21тыс об в мин. Этот расчет прикидочный и грубый, но он позволяет понять наглядно порядок цифр. Вышесказанное подтверждается и опытом - во всех тестах с ростом оборотов удавалось получить больше мощности. Так как на данный момент есть некоторые ограничения, которые не позволяют раскрутить турбину до таких высоких оборотов, это будет сделано при первой же возможности, но скорее всего придется делать новый образец турбины и все эти опыты проводить с ним. Так же нужно иметь ввиду, что данная модель турбины имеет только одно сопло. В науке о турбинах есть такое понятие - степень порциальности. Степень порциальности - это отношение эффективных площадей соплового аппарата к площади окружности, которую они занимают. Сопловой аппарат по сути - это лопастное колесо, только оно не вращается. Сами лопасти имеют определенные размеры, т.е. если полная длинна окружности равна - 1м, то из этого метра рабочие эффективные сопла суммарно составляют 0,8-0,85 м., остальное уйдет на толщину лопаток соплового аппарата. Степень порциальности стараются доводить до возможного максимума, так как в противном случае эффективность турбины сильно падает. Если степень порциальности очень низкая, на пример, турбина имеет только одно сопло, как в моей модели, то лопастная турбина будет иметь очень низкую эффективность. В отличии от лопастной, дисковая турбина не так остро реагирует на низкую степень порциальности, и ее эффективность хоть и снижается, но не на много. Для дисковой турбины есть оптимальная степень порциальности, однако она на много ниже, чем для лопастной турбины. К примеру, для моей модели оптимальным вариантом можно считать 6-8 сопел, равномерно расположенных по окружности корпуса. Чем больше сопел, тем меньше их высота, соответственно меньше потери при входе на диски ротора, однако есть критическая высота сопла, ниже которого оно превращается в дроссель, т.е. в сплошные гидравлические потери. Исходя из всего вышесказанного, по моему, не вызывает никакого сомнения тот факт, что повысить КПД дисковой турбины можно, причем на много. А пока что представляю последние испытания турбины с генератором, а так же фото новой конструкции сопла. Для того, что бы генератор смог работать на своих номинальных оборотах, т.е. в приделах 4-5 тыс в мин. был сделан новый шкив большего диаметра. При таком соотношении турбина может работать на 10-12 тыс. оборотах.
Для опытов с турбиной было сделано новое сопло, которое состоит из двух съемных вставок. Высота сопла составляет 3 мм, ширина – 29 мм (87 мм2).






Испытательный стенд:







Видео:










02.05.2011 - Предварительные тесты турбины с зазором между дисками 0,5мм.
Для проведения данных испытаний было необходимо изготовить новый комплект крестообразных разделяющих шайб толщиной 0,5 мм. Шайбы были изготовлены из листа оцинковки. Исходя из предыдущего опыта, лепестки шайб били сделаны более длинными, что бы часть лепестка заходила вглубь меж дискового зазора, что обеспечивает бОльшую жесткость конструкции ротора.





За счет увеличения зазора, общая толщина ротора так же увечилась, из-за чего пришлось убрать два диска. Однако по результатам предварительных опытов турбина стала работать лучше, увеличился и крутящий момент и скорость набора оборотов, по сравнению с предыдущими тестами с зазором 0,3 мм. Скорее всего существует определенная зависимость между диаметром дисков, и шириной зазора, которую еще предстоит вычислить. А пока представляю видеоматериал проделанных опытов:









Испытания по определению момента силы на рычаге 0,018 м и 0,18 м проводились при давлениях 4, 6 и 8 бар. Момент на валу турбины составил 0,88 Нм, 2 Нм, 2,93 Нм, соответственно. С рычагом 0,018 м динамометр показа 5,24 кг, 10,92 кг и 15,44 кг соответственно. С рычагом 0,18 м динамометр показа 0,5 кг, 1,14 кг и 1,66 кг соответственно. В ближайшее время я постараюсь провести испытания турбины на паре, что бы была возможность сравнить результаты тестов с уже имеющимися. Сравнение покажет, на сколько влияет зазор между дисками на работу турбины и на сколько.



Продолжение следует...

Источник: http://teslatech.com.ua/index.php?option=com_content&view=article&id=5&Itemid=5

Предыдущая статья: посуда туристическая своими руками

Следущая статья: аппликация зимняя сказка своими руками

Лучшие статьи: