Струминно-реактивна турбіна

Реферат: Винахід належить до турбобудування, а саме до струминно-реактивної турбіни, і може бути використаний як силовий провідний елемент у приводах різного призначення. Згідно з винаходом підвідне сопло виконано з аксіально розташованим в його корпусі центральним тілом, вихідна частина якого виконана з конусоподібною поверхнею, що сходиться по напрямку потоку робочого тіла, внутрішня поверхня корпусу виконана на виході також конусоподібною, що сходиться по потоку безпосередньо до поперечного перерізу зрізу, причому корпус розташований відносно перерізу торцевого входу вала з осьовим зазором, що задовольняє задану умову. Знижено втрати енергії і тим самим підвищений ККД турбіни, знижені вимоги до конструктивно-технологічного її виконання, а також підвищена її надійність роботи на забрудненому і/або вологому робочому тілі. UA 113567 C2 (12) UA 113567 C2 UA 113567 C2 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 Винахід належить до турбобудування (пневматичні, парові і газові турбіни та турбодетандери малої потужності до 500 кВт), а більш конкретно - до струминно-реактивної турбіни, і може бути використаний як силовий провідний елемент у приводах різного призначення, зокрема в приводах парових турбогенераторів як повітряні і газові турбодетандери, у приводах запірної та регулюючої трубопровідної арматури, яка встановлюється в технологічних системах видобутку, транспорту та переробки нафтогазової промисловості. Відомі різні типи пневматичних і газових лопаткових турбін: осьові, радіальні і радіальноосьові [Емин О.Н., Зарицкий С.П. Воздушные и газовые турбины с одиночными соплами. - М.: Машиностроение, 1975. - 216 с. - С. 14, 15, рис. 17 и рис.18]. Ці турбіни містять корпус, в якому на опорах встановлено ротор, виконаний у вигляді вала з щонайменше одним робочим колесом, на якому встановлені робочі лопатки. У корпусі встановлено підвідний пристрій, що подає робоче тіло (рідина, газ) на робочі лопатки. Підвідний пристрій може бути виконано або у вигляді напрямних лопаткових решіток, або у вигляді підвідних (живильних) сопел. За робочим колесом у напрямку руху робочого тіла встановлено вихлопний пристрій, яким є дифузор (лопатковий або безлопатковий). Відомі турбіни забезпечують перетворення енергії (потенційної) робочого тіла в механічну роботу на валу ротора шляхом зміни напрямку течії і розширення робочого тіла. При цьому досягаються досить високі вихідні характеристики цих турбін, які не поступаються характеристикам двигунів інших відомих типів. Проте дані турбіни характеризуються значною трудомісткістю виготовлення внаслідок складної просторової форми робочих і напрямних лопаток і вимог до точності виготовлення (малі зазори між лопатками робочого колеса і корпусу, точність взаємного розташування напрямних лопаток або підвідних сопел і лопаток робочого колеса). Крім того, конструкція відомих турбін значно ускладнюється при великому наявному тиску робочого тіла (при великому наявному перепаді ентальпій) внаслідок необхідності виконання їх багатоступінчатими з метою забезпечення зниження втрат кінетичної енергії з вихідною швидкістю. При роботі на вологому і/або забрудненому робочому тілі внаслідок ерозійного зносу лопаток і забруднення, а при низьких температурах робочого тіла їх обмерзання і забивання льодом міжлопаткових каналів значно знижується надійність роботи і ресурс даних турбін. Порівняно великі величини моментів інерції ротора, особливо багатоступеневих турбін, обумовлюють погіршення динамічних характеристик, що призводить до ускладнення систем керування, а в деяких випадках взагалі до неможливості застосування даних турбін як виконавчої ланки цих систем. Крім того, необхідність забезпечення реверсу цих турбін також призводить до значного ускладнення їх конструкції. Відомо струминно-реактивні турбіни [RU № 2131065, F15B 9/03, 1999; DE 3507795 А1, F01D 1/34, 1985, Фіг. 1, 2], що містять ротор у вигляді вала, встановленого на підшипниках, з робочим колесом і ущільнювальний підвідний пристрій, причому робоче колесо виконане в першому випадку (RU 2131065) у вигляді сегнерова колеса, тобто у вигляді щонайменше одного консольно і радіально закріпленого на валу патрубка з тяговим соплом на вільному кінці, орієнтованим тангенціально, або в другому випадку (DE 3507795) у вигляді порожнього диска (барабана) також щонайменше з одним тяговим соплом на його периферії, при цьому тягове сопло (сопла) сполучене газовим трактом з ущільнювальним пристроєм, що підводить робоче тіло (газ, рідина) в тракт обертового ротора, виконаним у першому випадку (RU 2131065) у вигляді безконтактного радіального щілинного ущільнення, а в другому випадку (DE 3507795) у вигляді контактного радіального ущільнення. Відомі струминно-реактивні турбіни є безлопатковими, в яких крутний момент на валу і, відповідно, механічна робота на ньому створюються шляхом перетворення потенційної енергії (повної ентальпії) робочого тіла в процесі його розширення в тяговому соплі в кінетичну енергію струменя, яка витікає з тягового сопла, що призводить до безпосереднього створення на плечі щодо осі вала тангенціально спрямованої реактивної сили тяги. У порівнянні з лопатковими турбінами відомі струминно-реактивні турбіни мають як ряд переваг, так і низку суттєвих недоліків, що стримують їх розвиток і широке застосування. До основних переваг струминно-реактивних турбін належать: - простота конструкції ротора і, отже, низька трудомісткість його виготовлення внаслідок відсутності складних лопаткових апаратів і гарантованих зазорів; - високі показники надійності роботи та ресурсу, особливо в екстремальних умовах експлуатації при роботі на непідготовленому робочому тілі (забрудненому, вологому і низькотемпературному газі) або вологій парі, що обумовлено безлопатковим газовим трактом (проточною частиною), що практично несхильний до ерозійно-гідроабразивного зносу, 1 UA 113567 C2 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 забруднення і обмерзання його елементів, оскільки відсутнє високошвидкісне лобове натікання на поверхні елементів тракту (на лопатки). У цих турбінах значне підвищення швидкості потоку до надзвукових величин і, відповідно, зниження температури газу (пара) і випадання з нього вологи відбувається тільки, починаючи з критичного перерізу сопла, де товщина примежового шару близька до нуля і краплі вологи здуваються з поверхні високошвидкісним потоком, виключаючи загідратування або обмерзання; - простота системи підготовки та подачі робочого тіла на турбіну завдяки істотному зниженню вимог до очищення, осушування та підігріву робочого тіла або навіть повної їх відсутності; - простота експлуатації через практично не потрібне проведення регламентно-ремонтних робіт з очищення та відновлення елементів газового тракту і його ущільнень, а також з обслуговування системи підготовки робочого тіла; - потенційна можливість досягнення порівняно високих вихідних характеристик в діапазоні малих потужностей (залежностей коефіцієнта корисної дії (ККД), потужності й крутного моменту від відносної швидкості колеса) при спрацьовуванні в одному щаблі великих перепадів ентальпій, що обумовлено простотою і ефективністю термогазодинамічного процесу розширення робочого тіла і своєрідною кінематикою ступені, при цьому перший фактор пов'язаний з відсутністю, як це має місце в лопаткових турбінах, високошвидкісного обтікання лопаток і поворотом на них потоку з вихроутворенням, а також перетоків робочого тіла по зазорах, що супроводжується втратами енергії (повного тиску), тобто процес течії і розширення істотно відрізняється від ізоентропійного. У струминно-реактивній турбіні до тягового сопла потік рухається порівняно з невеликою швидкістю і, отже, втрати енергії на більшій частині тракту незначні. Тільки на ділянці тягового сопла відбувається розширення і розгін потоку з його закінченням із сопла зазвичай з надзвуковою швидкістю. Причому течія по соплу прямолінійна і, як правило, без виникнення відривів потоку і стрибків ущільнення, що обумовлює низькі втрати енергії по соплу, а процес течії близький до ізоентропійного. При цьому ККД процесу розширення (адіабатний або політропний) визначається ступенем відхилення процесу від ізоентропійного, що виражається коефіцієнтом швидкості сопла φ=С1/С1t, де С1 - фактична швидкість витікання із сопла; С1t - швидкість витікання, відповідна ізоентропійному процесу. 2 ККД процесу розширення в соплі η=h/h1t=φ , де h - корисна питома робота (різниця ентальпій) процесу розширення; h1t - питома робота (різниця ентальпій), відповідна ізоентропійному процесу. У зв'язку з тим, що в соплах зазвичай реалізується течія без відривів і стрибків ущільнення, коефіцієнт швидкості досягає значень φ=0,99 для профільованих сопел і φ=0,96-0,98 для непрофільованих конічних сопел, то, відповідно, і ККД процесу розширення досягає високих значень. ККД відомої струминно-реактивної турбіни може бути виражений також через тяговий ККД сопла, який пропорційний квадрату ефективної швидкості витікання (питомому імпульсу сопла) або квадрату питомої тяги Р сопла, що є відношенням тяги Р (в кГс) до витрати G (в кг/с), тобто Р=P/G. З ростом тиску робочого тіла перед соплом зазначені питомі параметри сопла зростають. Інший фактор, що випливає з кінематики потоку струминно-реактивної турбіни на колі її робочого колеса (на виході з тягового сопла), обумовлює нижчі втрати кінетичної енергії з вихідною швидкістю, у порівнянні з лопатковими турбінами. Втрати кінетичної енергії 2 С /2, де С - абсолютна швидкість потоку на виході (на колі) робочого колеса; C=W-U, де W - відносна швидкість потоку на колі робочого колеса (швидкість витікання з тягового сопла); U - лінійна окружна швидкість робочого колеса на його периферії. При однакових умовах, тобто при рівності відносних та окружних швидкостей абсолютна швидкість потоку на виході з робочого колеса струминно-реактивної турбіни завжди менше, ніж у лопаткової. Це випливає з того, що у лопаткової турбіни абсолютна швидкість визначається векторним трикутником (вектор відносної швидкості завжди спрямовано під кутом до вектора окружної швидкості), у той час як у струминно-реактивної турбіни ці вектори колінеарні (лежать на одній прямій). Порівняно низька величина втрат кінетичної енергії в струминно-реактивній турбіні обумовлює достатню її ефективність в одноступінчастому виконанні навіть при високих перепадах ентальпії на ступені: 2 UA 113567 C2 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 - широкий діапазон робочих режимів по тиску робочого тіла; - малі маса і габарити, що обумовлено зосередженою течією потоку в простій одноступінчастій конструкції без напрямних лопаток апаратів і вихідних дифузорів; - хороші динамічні характеристики (низьке значення постійної часу) малого моменту інерції ротора, особливо при виконанні із сегнеровим робочим колесом, що обумовлює можливість широкого застосування струминно-реактивної турбіни в приводах виконавчих механізмів систем регулювання, в тому числі слідкувальних. До основних недоліків відомих струминно-реактивних турбін належать: - порівняно високі величини втрат енергії в струминно-реактивних турбінах з сегнеровим робочим колесом на аеродинамічний опір навколишнього середовища обертанню соплових непрофільованих трубок-плечей (круглого поперечного перерізу), а також на відцентровий компресорний ефект, що має місце; - складність підведення робочого тіла в газовий тракт обертового ротора. Даний недолік є визначальним і стримує розвиток струминно-реактивних турбін з реалізацією їх основної переваги - високої надійності безлопаткової конструкції в екстремальних умовах роботи на забрудненому і вологому робочому тілі. При цьому контактні ущільнювальні підвідні пристрої самі схильні до інтенсивного зносу, особливо при великих швидкостях обертання вала, забруднення і примерзання при низьких температурах (в турбодетандерах). Безконтактні щілинні і лабіринтові ущільнення, крім цього, зумовлюють зниження вихідних характеристик через протікання через них робочого тіла. Відома струминно-реактивна турбіна [FR-A-994337, F01D 25/043, 1951], що містить ротор у вигляді встановленого на підшипниках полого вала з робочим сегнеровим колесом з радіальними патрубками - плечима, на вільних кінцях яких є направляючі лопатки для повороту потоку, що виходить з патрубків в тангенціальному напрямку, і безконтактного ежекторного пристрою підведення робочого тіла в порожній вал ротора і далі в патрубки робочого сегнерова колеса. Причому ежекторний підвідний пристрій виконано у вигляді дозвукового (що звужується) активного (підвідного) сопла, встановленого співвісно валу з осьовим зазором і сполученого з джерелом активного робочого тіла підвідним трубопроводом із запірно-регулюючим органом, і пасивного сопла, що звужується, і наступної за ним по потоку камери змішування, що розширюється, виконаних у вигляді єдиної втулки, встановленої у валу. У відомій струминно-реактивній турбіні забезпечується безконтактне підведення робочого тіла в газовий тракт обертового ротора не тільки без його витоку, але ще і з додатковим підсмоктуванням вторинного робочого тіла з навколишнього середовища за рахунок ежектування, що є частинною перевагою, в порівнянні з розглянутими струминно-реактивними турбінами. Однак ежектування вторинного робочого тіла зазвичай супроводжується значними втратами енергії (повного тиску) при змішуванні потоків, тому термогазодинамічний процес у даній турбіні може бути досить ефективним тільки при порівняно низьких тисках активного робочого тіла, що звужує сферу застосування відомої струминно-реактивної турбіни по тиску робочого тіла. Крім того, відсутність тягових сопел в їх класичному розумінні (замінені напрямними лопатками), не дозволяє повною мірою використовувати ентальпію робочого тіла, що залишилася, на виході з робочого колеса. До того ж, підсмоктування вторинного робочого тіла і отриманий при цьому низький тиск змішаних потоків призводить до необхідності значного збільшення прохідних перерізів газового тракту ротора, що погіршує масогабаритні показники конструкції, а також відповідно призводить до зростання втрат на аеродинамічний опір обертанню робочого колеса і втрат на відцентровий компресорний ефект, пов'язаний з коріолісовими силами. Регулювання режиму роботи турбіни за допомогою запірно-регулюючого органу (клапана), встановленого на підвідному трубопроводі, супроводжується дроселюванням активного робочого тіла, тобто з втратою його енергії ще до входу в турбіну, що також знижує її ефективність. Найближчою до винаходу, що заявляється, є струминно-реактивна турбіна [SU № 1829521 А1, F02C 3/00, 1999], що містить ротор, виконаний у вигляді вала щонайменше з одним осьовим каналом і щонайменше з одним робочим колесом, що має на периферії щонайменше одне тягове сопло, сполучене з торцевим входом осьового каналу безперервним газовим трактом, і щонайменше одне безконтактний газодинамічний ущільнювальний підвідний пристрій, виконаний у вигляді недорозширеного надзвукового підвідного сопла, встановленого співвісно валу з осьовим зазором між поперечним перерізом по його зрізу і поперечним перерізом по торцевому входу в осьовий канал вала. У відомій турбіні за рахунок газодинамічного замикання осьового каналу вала надзвуковий недорозширений струмінь, що витікає з підвідного сопла, заснований на неможливості поширення слабких збурень (хвилі тиску) проти надзвукового потоку, оскільки вони 3 UA 113567 C2 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 поширюються зі швидкістю звуку, витоки робочого тіла через осьовий зазор значно зменшуються, що відповідно приводить до значного зниження втрат ККД турбіни внаслідок цього фактора. При цьому на відміну від турбіни з ежекторним підведенням робочого тіла тут немає втрат енергії на змішування потоків і забезпечується досить ефективна робота турбіни на високому тиску робочого тіла, а перевага безконтактного підведення робочого тіла, яка обумовлює високу надійність роботи турбіни на забрудненому і вологому робочому тілі, тут зберігаються. Однак, разом з цим, у турбіні проявляється недолік, що призводить до зниження її ККД, хоча і меншою мірою, ніж це має місце у турбіни з ежекторним підведенням. Причиною цього недоліку є значна втрата повного тиску (енергії) на стрибку ущільнення, яким супроводжується перехід швидкості газового потоку з надзвукової на дозвукову в осьовому каналі вала або іншому місці газового тракту ротора, що залежить від співвідношення площ критичних (мінімальних) перерізів тягового і підвідного сопел. При цьому, чим більше швидкість надзвукового потоку, тим більшу інтенсивність має стрибок ущільнення і тим більші втрати енергії на ньому. Вимоги до конструктивного виконання турбіни, що пов'язані з технологічністю та необхідністю зниження гідравлічних втрат по газовому тракту ротора, призводять до значних величин різниці або співвідношення площ перерізу газового тракту ротора і, відповідно, осьового каналу вала і критичного перерізу підвідного сопла, що й обумовлює розгін потоку до великих надзвукових швидкостей при його вході в осьовий канал вала (коефіцієнт швидкості - λ в реальній конструкції турбіни досягає значень 1,6 і більше, де λ=w/a кp - відношення швидкості (w) потоку в даному місці до швидкості звуку (а кр) в критичному перерізі). В результаті виникає стрибок ущільнення достатньо великої інтенсивності зі значними втратами повного тиску (енергії) на ньому. В іншому випадку, якщо при високоточному виконанні конструкції з відносно малим прохідним перерізом осьового каналу вала реалізується стрибок малої інтенсивності (λ