Влияние гидроэлектростанций на гидробионты

              

,   (4.1)

где ρ – плотность жидкости, (кг/м³); Q_к – объемный расход жидкости, проходящий через рабочее колесо (м³/с); – средние (осредненные по расходу) значения моментов окружной составляющей абсолютной скорости, (м/с). Моменты этих скоростей с индексом 1 относятся к напорной области проточной части рабочего колеса, а с индексом 2 – к области с меньшим давлением на входе в отсасывающую трубу.

  При взаимодействии лопастной системы  колеса с жидкостью момент скорости потока уменьшается от входа к  выходу, в результате чего рабочее  колесо турбины отнимает энергию  от потока. Величина момента М_к определяется кинематикой потока в соответствующих сечениях рабочего колеса.

  Мощность  N, развиваемая рабочим колесом, с одной стороны, равна произведению момента М_к на угловую скорость ротора, а с другой – произведению весового расхода ρgQ (g – ускорение свободного падения) на теоретический полезный напор Н_т.

 

  Умножив на угловую скорость выражение (4.1) и приравняв их правые части величине ρgQН_т, определим теоретический напор (м):

Это выражение  называется основным уравнением турбины. Из него следует, что для преобразования энергии потока в турбине необходимо изменение момента скорости жидкости в области рабочего колеса. При  этом в зависимости от режима работы гидромашины в проточной части рабочего колеса и сопряженных с ним элементах формируется поток определенной кинематики, а на лопастях рабочего колеса возникает соответствующее ей распределение скоростей и давлений. Последнее определяет по существу уровень гидравлических характеристик машины, в том числе таких нежелательных явлений, как кавитация с ее различными проявлениями и вихреобразование, сопровождающееся пульсацией давлений в потоке и на обтекаемых  поверхностях проточной части. Вследствие этого на некоторых режимах работы наблюдаются колебания мощности гидроагрегата, гидродинамических нагрузок на элементах проточной части, вибрация гидроагрегата и кавитационное разрушение обтекаемых поверхностей.

  Теоретический напор Н_т гидротурбины – часть полезно используемой удельной механической энергии жидкости, т.е. преобразованной рабочим колесом в механическую энергию ротора. Он меньше напора Н₁ турбины (иногда его называют располагаемым или рабочим) на величину h_г гидравлических потерь в ней, т.е.

,

где h_г = h_п + h_к + h_о, h_п, h_к, h_о – гидравлические потери соответственно в турбинной камере, статоре и направляющем аппарате, рабочем колесе и отсасывающей трубе (рис. 4.1). Другими видами потерь энергии из-за их малости в данном случае можно пренебречь, и потому здесь они не учитываются.

  Согласно  правилам Международного кода под напором  гидромашины Н(м) понимают разность удельных механических энергий жидкости в характерных сечениях ее проточной части. Для турбины это сечение на входе в турбинную (спиральную) камеру и на выходе из отсасывающей трубы,

Индексами 0 и 3 обозначены соответственно сечения спиральной камеры и отсасывающей трубы. Удельная механическая энергия потока в рассматриваемом  сечении проточной части выражается равенством

,    (4.2)

Здесь – удельная энергия избыточного давления (пьезометрическая высота или пьезометрический напор), z – удельная потенциальная энергия положения (геометрическая высота или геометрический напор, иногда его называют геодезическим), – удельная скоростная энергия (скоростная высота или скоростной напор), a – коэффициент скоростной энергии, учитывающий неравномерность распределения скоростей в рассматриваемом сечении. Каждый из этих членов измеряется в Дж/(кг м/с^-2) = Дж/Н и представляет собой удельную энергию на 1 Н силы веса протекающей жидкости, но Дж/Н = Нм/Н = м – единица измерения напора. Последнее удобно для представления закономерностей движения жидкости и работы лопастных гидравлических машин. На рис.4.1 и 4.2 показано изменение удельной энергии жидкости по длине проточной части турбины.

  Разность  удельных энергий воды в верхнем  и нижнем бьефах при неработающих гидроагрегатах, т.е. разность отметок  бьефов, называется статическим напором  ГЭС. По заданной величине статического напора и потерь энергии в элементах  блока, расположенных вне характерных  сечений, принимаемых для определения  напора, последний можно вычислить с достаточной для практических расчетов точностью:

,

,

где: h_б – потери энергии в указанной выше области элементов блока турбины: h_б = h_1б + h_2б

  Энергетическая  диаграмма рабочего процесса в проточной  части гидромашины и данные экспериментальных исследований, приведенных в этой работе, дают возможность представлять и судить о воздействии потока на гидробионтов. Более того, мы попытались раскрыть механизм данного воздействия и дать ему научное обоснование, хотя следует указать, что не все детали этого воздействия раскрыты, ибо рабочий процесс в проточной части еще не изучен в полной мере особенно в зонах рабочего колеса и отсасывающей трубы. Обратим прежде всего внимание на то, что в уравнении удельной механической энергии (4.2), которая представлена диаграммой на рис. 4.2, введены средняя скорость потока по сечениям v_ср и коэффициент a, учитывающий неравномерность распределения скоростей.

Рис. 4.1. Схема гидроагрегата и зона воздействия. 

1 – подводящая камера, 2 – турбинная камера, 3 – зона рабочего колеса,

4 – отсасывающая труба, 5 – зона разрежения, К – переход к нижнему

бьефу (НБ), ВБ – верхний  бьеф. 

  Эти параметры вводят некоторую неопределенность при оценке воздействия рабочего процесса на гидробионтов, так как величины скоростей и перепадов, а значит, и воздействий по радиусу сечения существенно не равномерны, поэтому правильнее представлять изменение удельной энергии по сечению, используя струйную теорию потока жидкости. Исходя из этой теории, удельная скоростная энергия будет изменяться по радиусу сечению в зоне рабочего колеса на входе в отсасывающую трубу, ибо здесь абсолютная скорость зависит от окружной составляющей скорости потока. Из рис.4.2 следует, что максимальные перепады давлений и скоростей потока возникают в зоне рабочего колеса на выходе в отсасывающую трубу, поэтому на этом участке будет травмироваться и погибать основная масса гидробионтов. Совершенно очевидно, что в струйках на периферии потока, где относительные составляющие окруженных скоростей максимальные, воздействие будет наибольшим, а в струйках потока у втулки – наименьшим, и, как показывают расчеты, на периферии рабочего колеса могут возникать отрицательные давления (растягивающие напряжения в потоке струйки). В струйке ближе к оси давление при определенной высоте отсасывания h_s (см. рис. 4.1), может оказаться положительным. 
 
 
 
 
 
 

   Кроме перепада давлений, гидробионты  будут подвергаться воздействию  кавитации, которая, как правило, всегда проявляется в потоках рабочих  колес гидромашин *Кнепп Р., 1974; Ковалев Н.Н., 1974*. 

Рис. 4.2 Изменение механической удельной энергии жидкости по длине проточной части турбины. 

Н–0 – область водоводов ГЭС; 0–1 – область турбинной камеры; 1–2 – зона рабочего колеса; 2–3 – область отсасывающей трубы; m – линия изменения удельной энергии.

 

5. Воздействие кавитации и давления.

Кавитационный процесс – это образование полостей в жидкости и их замыкание, который возникает в кавитационных течениях с зонами разрежения и резкими перепадами давлений. *Кнэпп P.N., 1974*. Многие исследователи отмечают губительное воздействие кавитации на рыб, но экспериментальных работ в этом направлении очень мало, что по- видимому, связано с трудностями моделирования в лабораторных условиях эффектов кавитации. Наиболее полно такие работы проводил Muir (1959). Он выдвинул гипотезу о том, что гибель рыб в турбине в основном вызвана действием кавитации и смог смоделировать ее действие на лабораторном стенде. Кратковременная выдержка молоди кижуча длиной 66 мм при таком давлении, когда вода превращается в пар, не вызвала их гибели. Однако, когда их подвергли мгновенной декомпрессии в течение 0,4 с до величины давления парообразования, а затем вернули к атмосферному (это привело к созданию кавитационных каверн), наблюдался летальный исход более чем у 60% тестируемых рыб. Визуальный осмотр показал наличие у погибших рыб кровоизлияний в глазах и на жаберных пластинах. В результате своих экспериментов Muir пришел к заключению о том, что гибель рыб от кавитации является результатом удара, вызванного взрывным действием срыва кавитационных каверн.

  Cramer, Oligher (1964) сообщили, что при проведении натурных экспериментов наличие кавитации приводило к дополнительной гибели рыб в турбинах Френсис на 52–93% и турбинах Каплан – на 66–85%. 

  Примером  может служить турбина Саратовской  ГЭС (напор 10 м), где разрушается от кавитации звено стальной обшивки, переходящее в камеру отсасывающей трубы. Рассмотрим более подробно кавитацию, которая постоянно сопровождает рабочий процесс при эксплуатации гидромашин.

Рис. 5.1. Механизм воздействия на гидробионты перепадов давлений кавитационного (1) и безкавитационного (2) течений в проточном канале гидротурбины.

1. I – зона сжатой жидкости до рабочего колеса и воздействия положительного давления на гидробионтов; II – зона образования каверны и воздействия разрежения за рабочим колесом; III – зона захлопывания каверны, сжатой жидкости в отсасывающей трубе.* Кнэпп P.N. Кавитация.*

 
 

  Компрессия. Большое количество экспериментов было выполнено по влиянию повышенного давления на рыб. Harvey (1963) подвергал мальков и смолтов нерки очень высокому давлению (2064 кПа) и не получил значимой величины смертности. Nishiyama (1965) указывает на то, что при давлении, близком к 2500 кПа, у рыб наблюдались конвульсивные движения и нарушения дыхания, а Quasim с сотр. (1963) сообщают о нарушениях в ориентационной способности рыб. Их данные пополнили результаты многих других исследователей (Calderwood, 1945; Lucas, 1962; Muir, 1959, и др.), отмечающих толерантность рыб к высокому давлению. Все они сходятся в том, что даже значительное повышение давления изменяет поведение рыб, но не приводит к их мгновенной гибели. 

  Компрессия  с последующей  декомпрессией. Некоторые исследователи в своих опытах сначала увеличивали давление, а затем снижали его до прежней величины (рис. 4.2). Такой режим изменения давления можно наблюдать на начальном участке турбинного тракта. Он характерен для рыб, обитающих в поверхностных слоях воды, когда их переносят в заглубленные горизонты с последующим подъемом к поверхности.

  В ряде работ (Calderwood, 1945; Lucas, 1962; Gordon, 1970) отмечается, что медленная компрессия и декомпрессия не оказывают существенного влияния как на тихоокеанских, так и на атлантического лососей. 

Рис. 4.2. Режимы изменения давления в опытах (по данным литературных источников): 

1 – Foye, Scott, 1965; 2 – Rowley, 1955; 3 – Федяй, 1981; 4 – Lampet, 1976;

5 - Quasim et al., 1992. *Кнепп* 
 
 

6. Травмирование рыб при их контакте

с конструктивными  элементами турбин

  Авторы, изучавшие этот фактор, пришли к  выводу, что столкновение рыб с  элементами конструкции турбин может  приводить к гибели крупных особей, но она маловероятна и менее губительна для рыб с малой длиной тела, например ранней молоди. Помимо параметров тела рыб и характера их распределения  в турбинном тракте, вероятность  контакта мигрантов с лопастями  рабочего колеса во многом определяется кинематикой потока и турбины, а  также ее конструктивными элементами (числом лопастей, расстоянием между  лопастями рабочего колеса, зазором  между кромками лопаток направляющего  аппарата и лопастями турбины).

  При оценке этого фактора также надо иметь в виду, что площади сечений  проточных элементов, где могут  происходить столкновения с рыбами, на порядок и более меньше площадей сечений потока.