ТУРБИННЫЙ УЗЕЛ УСТРОЙСТВА ДЛЯ ИЗВЛЕЧЕНИЯ КИНЕТИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ ТЕКУЧЕЙ СРЕДЫ

Полезная модель относится к машиностроению, в частности к турбиностроению, и может быть использована для повышения энегроффективности работы безлопастных турбинных агрегатов.
Известна двухступенчатая турбина по заявке РФ №4903044/06, от 16.01.91 кл. F01D 1/36, опубликованной 15.05.1993 г. в бюл. №18, содержащая осевую и радиальную в виде турбины трения, ступени, в которой турбина трения расположена за осевой ступенью и состоит из группы тонких дисков, последний из которых выполнен большего, чем расположенные перед ним диски, диаметра, тарельчатой формы с отогнутыми в сторону выхода из осевой ступени краями.
Недостатком такой турбины, является несогласованность рабочих режимов работы двух разнородных ее ступеней, осевой и радиальной, находящихся на одном валу. Именно такая несогласованность режимов неизбежно приводит к потерям кинетической энергии потока рабочего тела (текучей среды) на обеих ступенях, снижающая общую энергоэффективность турбины. При данной конструкции турбины согласованный режим работы двух ступеней возможен при условии равенства вращательных моментов, создаваемый ими на общем валу. Специалисту понятно, что такое условие может быть обеспечено лишь для очень узкой области рабочих режимов.
Кроме того конструкция турбины предполагает корпус, состоящий из двух разных отсеков, что усложняет его изготовление, а также сборку устройства в целом.
Известно устройство по заявке №2017100041, от 19.06.2015 кл., F01D 1/36 авторов: Петровович Владимир М. (US) и Эштиаги Амирхоссейн (US), опубликованной 24.07.2018 г. в бюл. №21, принятое за прототип, содержащее: корпус, с размещенной в нем ступицей, связанной с валом турбины и с первой группой дисков, прикрепленных друг к другу с осевым зазором, причем торцевая поверхность дисков выбрана в зависимости от используемой текучей среды и соответствующего числа Рейнольдса этой среды, а диаметр центрального выпускного отверстия дисков выбран таким, который оптимизирует длину спиральной траектории движения текучей среды в междисковом пространстве; по меньшей мере один впуск, типа сопла Лаваля, который направляет текучую среду от внешнего источника (генератора потока газа или жидкости) в корпус турбины и в междисковое пространство первой группы дисков для привода их во вращательное движение; и, по меньшей мере один выпуск, который возвращает текучую среду из корпуса турбины во внешнею среду или в другой аппарат, использующий ее остаточную энергию или же регенерирующий ее для последующего использования в замкнутом цикле.
Недостатком последнего устройства является невысокая энергоэффективность, связанная с потерями мощности при извлечении кинетической энергии текучей среды в его турбинном узле, а также сложности системы, состоящей по меньшей мере из одной группы турбин с такими турбинными узлами. Данный недостаток объясняется тем, что в выходном центральном отверстии группы дисков всегда присутствует остаточный вихревой поток текучей среды, угловая скорость вращения которого определяется скоростью вращения ротора турбинного узла, состоящего из группы дисков. Хотя энергоэффективность таких турбинных узлов может увеличиваться за счет каскадного включения и параллельного их объединения, как это указано в прототипе, однако она остается зависимой от общей мощности входного потока текучей среды и изменяющейся суммарной нагрузки. Это обстоятельство связано с тем, что каждый такой турбинный узел, для заданного входного потока текущей среды, будет иметь одну оптимальную нагрузку, обеспечивающую его максимальный КПД. В таком случае, изменение нагрузки на любом турбинном узле или же общей удельной мощности кинетической энергии входного потока текучей среды неизбежно потребует перераспределения нагрузок между ними для обеспечения нового оптимума, что в свою очередь потребует сложной общей системы контроля и управления всеми турбинными узлами.
Задачей, решаемой полезной моделью, является создание устройства турбинного узла с повышенными характеристиками энергоэффективности.
Техническим результатом, достигаемым при использовании полезной модели, является:
- повышение удельной мощности преобразования энергии текучей среды за счет повышения КПД турбинного узла;
- снижение потерь мощности за счет исключения дополнительных ступеней преобразования при согласовании переменных выходных нагрузок с турбинным узлом, работающем при переменной удельной мощности кинетической энергии входного потока текучей среды;
- упрощение устройства системы, состоящей по меньшей мере из одной группы турбин, соединенных параллельно или последовательно (каскадно) за счет сокращения их числа при равных показателях общей энергоэффективности.
Указанный технический результат достигается тем, что турбинный узел устройства для извлечения кинетической энергии текучей среды содержащее: корпус, с размещенной в нем ступицей, связанной с полым валом турбины и с первой группой дисков, прикрепленных друг к другу с осевым зазором, причем торцевая поверхность дисков выбрана в зависимости от используемой текучей среды и соответствующего числа Рейнольдса этой среды, а диаметр центрального выпускного отверстия дисков выбран таким, который оптимизирует длину спиральной траектории движения текучей среды в междисковом пространстве; по меньшей мере один впуск, типа сопла Лаваля, направляющего текучую среду от внешнего источника (генератора потока газа или жидкости) в корпус турбины и в междисковое пространство первой группы дисков для привода их во вращательное движение; и по меньшей мере один выпуск, который возвращает перемещающуюся текучую среду из корпуса турбины во внешнею среду или в другой аппарат, использующий ее остаточную энергию или же регенерирующий ее для последующего использования в замкнутом цикле, согласно полезной модели турбинный узел дополнительно включает в себя вторую группу дисков для преобразования остаточной кинетической энергии текучей среды, выходящей через центральное выходное отверстие первой группы дисков в виде второй ступицы с прикрепленной к ней второй группы дисков, каждый из которых имеет внешний диаметр менее диаметра центрального выпускного отверстия первой группы дисков, размещенных в его пространстве соосно с валом ступицы первой группы дисков, с минимальным радиальным зазором относительно первой группы дисков, обеспечивающим механически не связанное их вращение в зависимости от свойств текучей среды; причем, на периферийной части смежных торцевых поверхностей дисков размещены буртики, выполненные по замкнутым концентрическим окружностям с радиальным шагом равным удвоенной сумме толщины буртика и разницы осевого зазора между дисками и высотой буртиков, высоте которых меньше междискового осевого расстояния, причем, буртики, расположенные на противоположенной стороне сочленяемой торцевой поверхности смежного диска смещены в радиальном направлении на пол шага; кроме того, на одной торцевой поверхности смежных дисков, прилегающей к их выходному центральному отверстию расположены лопатки с высотой равной междисковому осевому зазору, таким образом, что образуют собой в междисковом пространстве этих дисков выходные каналы с равным шагом по окружности, в которых, поток текучей среды изменяет направление тангенциальной составляющей своей скорости на противоположное.
Техническое решение, предлагаемое полезной моделью, обеспечивает большую суммарную выходную мощность на валах устройства, по сравнению с турбинным узлом, содержащим лишь одну группу дисков, при схожих массово-габаритных параметрах их конструкции и одинаковых характеристик входных потоков текучей среды. Такой эффект вытекает из того обстоятельства, что в конструкции турбинного узла состоящего из двух групп дисков не только используется дополнительное извлечение кинетической энергии потока текучей среды, остающейся после прохождения первой группы дисков, но и усиливается взаимодействие потока текучей среды с поверхностью дисков, как на периферийной части их торцевых поверхностей, где происходит максимальная передача кинетической энергии текучей среды вращающимся дискам, так и на другой части, прилегающей к их центральным выходным отверстиям.
Это подтверждается результатами как теоретического моделирования, так и практическими испытаниями. Практически установлено, что увеличение поверхности диска за счет уменьшения диаметра его выходного отверстия менее, чем на половину внешнего диаметра не дает значимого увеличения КПД. Дальнейшее повышение КПД турбинного узла, при сохранении его массово-габаритных параметров возможно путем дополнительного усиления взаимодействия текучей среды на периферийном участке торцевой поверхности диска и остальной части диска, прилегающей к выходному отверстию, а также за счет дополнительного преобразования остаточной кинетической энергии потока текучей среды в пространстве выходных отверстий первой группы дисков.
Усиление взаимодействия текучей среды с торцевой поверхностью групп дисков за счет сил вязкого трения обеспечивается введением на их торцевых поверхностях концентрических буртиков, расположенных на периферийной части дисков, которые максимально увеличивают площадь взаимодействия потока текучей среды на данном участке траектории потока и препятствуют его смещению к центральному выходному отверстию. Лопатки же, расположенные на другой части торцевой поверхности, прилегающей к выходному отверстию дисков, образуют каналы, в которых тангенциальная скорость потока текучей среды на своем заключительном участке траектории меняет свое направление на противоположное, создавая тем самым дополнительное реактивное взаимодействие потока текучей среды с диском. Таким образом, обеспечивается максимальное взаимодействие потока текучей среды с поверхностью дисков за счет сил вязкого трения на периферийном участке с наибольшим радиусом, создавая максимальный момент вращения на валу, дополнительно усиливаемый реактивной составляющей потока текучей среды, возникающей вследствие реактивной составляющей потока, когда его, значительно сниженная, тангенциальная скорость перемещения относительно поверхности диска меняет свое направление на противоположенное в каналах, образованные лопатками.
Аналогично происходит дополнительное преобразование остаточной энергии потока текучей среды, которое обеспечивается второй группой дисков, помещенных в пространство выходных отверстий первой группы дисков. Каждая группа дисков имеет свой выходной вал вращения, который предает вращающий момент нагрузке.
Как показали практические испытания, за счет дополнительного введения в конструкцию турбинного узла дисков с концентрическими буртиками и лопатками, а также второй группы дисков, позволяет увеличить его КПД на 7-9%.
При работе устройства с одной группой дисков на переменную нагрузку имеет место быть несогласованность удельной мощности кинетической энергии потока текучей среды, поступающего на его вход, с моментом нагрузки на его валу, что приводит к потери мощности на нем. Заявленное техническое решение позволяет снизить такие потери мощности и сохранить общий КПД устройства, путем оптимального перераспределения нагрузки между двумя валами устройства.
Практические испытания показали, что конструкция турбинного узла, предложенная полезной моделью, позволяет сохранить его общий КПД при изменении характеристик входного потока текучей среды и нагрузки на одном из валов в пределах 20% от номинальных значений.
Упрощение устройства системы, состоящей по меньшей мере из одной группы турбин может быть достигнута при сохранении высокого уровня общего КПД устройства в заданном диапазоне характеристик входного потока текучей среды и выходной нагрузки, превышающим возможности одного турбинного узла. Такая задача может быть решена меньшим числом однотипных турбинных узлов, состоящих из двух групп дисков, нежели из одной группы, поскольку во втором случае для оптимальной настройки системы на переменные характеристики входного потока текучей среды и нагрузки потребуется большее число турбинных узлов с разными параметрами. В любом случае, для обеспечения равной энергоэффективности при перекрытия рабочего диапазона одной турбины, состоящей из двух групп дисков, потребуется более одной турбины, состоящей из одной группы дисков.
Полезная модель поясняется чертежами. На фиг. 1 приведен общий вид устройства турбинного узла. На фиг. 2 представлена торцевая поверхность диска с расположенными на ней концентрическими буртиками и лопатками. На фиг. 3 приведен фрагмент одной торцевой поверхности дисков с расположенными на ней буртиками и лопатками и стрелками показаны направления потока текучей среды относительно этих элементов. Фиг. 4 показывает взаимное расположение буртиков и лопаток в междисковом радиальном зазоре между поверхностями смежных дисков. Фиг. 5 представляет собой сопоставительный график характера зависимости тангенциальной составляющей скорости потока текучей среды в междисковом пространстве для исполнений турбинного узла по заявляемому техническому решению и прототипу.
Турбинный узел устройства, представленный на фиг. 1 содержит корпус 1, с впускным отверстием 2, в котором размещена первая группа дисков 3, прикрепленных к первому полому валу со ступицей 4 и второй группы дисков 5, прикрепленных ко второму валу со ступицей 6. Первый вал 4 установлен в корпус 1 на опорные подшипники 7, а второй вал 6 установлен в полый вал 4 на опорные подшипники 8. Корпус 1 закрыт крышкой 9 с выпуском 10. Группы дисков 3 и 5 состоят из дисков 11 (фиг.2) разных размеров. На торцевых поверхностях дисков расположены концентрические буртики 12 и лопатки 13. Размер центрального выходного отверстия 14 диска, относящегося к первой группе дисков 3 выполнено диаметром большим, чем внешний диаметр дисков, относящихся ко второй группе дисков 5, позволяющим им входить в него с минимальным зазором. На увеличенном фрагменте торцевой поверхности диска 11 (фиг. 3) стрелками показаны направления потока текучей среды, которая перемещается между концентрическими бутиками 12 преимущественно по кольцевым траекториям, постепенно смещаясь в радиальном направлении к центральной части диска, а затем проходит каналы образованные лопатками 13 и поступает в центральное выходное отверстие 14. При радиальном смещении потока текучей среды на периферийном участке поверхности диска, где расположены концентрические буртики 12 он проходит сквозь зазоры, образованные буртиками и поверхностью смежного диска по извилистой траектории, как это показано на фиг. 4, а на заключительном участке, проходя участок торцевой поверхности диска, прилегающей к центральному выходному отверстию диска, на котором расположены лопатки 13, меняет направление своего движения на противоположное, как это показано стрелкой на фиг. 3.
На графике (фиг. 5) показаны:
- кривая А - зависимость скорости потока текучей среды для заявляемого технического решения;
- кривая Б - зависимость скорости потока текучей среды для прототипа;
- прямая линия В - линейная зависимость окружной скорости точек поверхности диска
в
- R - радиус центрального выходного отверстия;
н
- R - внешний радиус диска;
о
- ν - скорость потока текучей среды при его входе в междисковое пространство.
Устройство работает следующим образом. Входной поток текучей среды поступает в турбинный узел через входное отверстие 2 типа сопла Лаваля, направляющего текучую среду от внешнего источника (генератора потока газа или жидкости) в корпус турбины и в междисковое пространство первой группы дисков для привода их во вращательное движение.
Далее поток текучей среды движется в междисковом пространстве первой группы дисков 3, проходя его до выходного центрального отверстия этой группы, в котором размещена вторая группа дисков 5. Затем, этот поток проходит аналогично вторую группу дисков 5 и выходит через ее центральной выходное отверстие, проходя выпуск 10 и далее во внешнею среду или поступает в другой аппарат, использующий ее остаточную энергию. При движении потока текучей среды в междисковом пространстве он взаимодействует в поверхностью дисков посредством сил вязкого трения поверхностного слоя, передавая часть своей кинетической энергии дискам, которые создают вращающий момент на их валу, с которым связана их ступица. Теоретическое моделирование и расчеты показывают, что относительная доля плотности кинетической энергии потока текучей среды, передаваемой поверхности в данном случае в значительной степени определяется отношением скоростей потока и поверхности дисков. Этот коэффициент передачи при некотором допущении определяется выражением
вт
n
b
t
tp
2
Kр=N/P~[4⋅k⋅(1-k)]/[d⋅ρ⋅ν]
t
od
tp
k=ν/ν
где
вт
N - удельная плотность энергии передаваемая силами вязкого трения в точке взаимодействия с потоком текучей среды;
n
Р - плотность кинетической энергии потока текучей среды в точке взаимодействия с поверхностью;
b
k - коэффициент взаимодействия текучей среды с поверхностью дисков;
ρ - плотность текучей среды;
d - расстояние между поверхностями смежных дисков;
t
or
tr
k=ν/ν;
tr
ν - среднее значение тангенциальной составляющей скорости потока текучей среды на уровне окружности радиуса r;
or
ν-окружная скорость поверхности диска на линии радиуса r;
t
k - коэффициент отношения тангенциальных скоростей потока текучей среды и точки поверхности взаимодействия.
t
н
Из кривых (фиг. 5) зависимостей скоростей потока текучей среды и точек поверхности диска следует, что значение последнего коэффициента k меньше единицы, поскольку относительная тангенциальная скорость потока текучей среды всегда больше, чем окружная скорость точки поверхности вращающегося диска. Лишь для точек, прилегающих к выходному центральному отверстию диска значение этого коэффициента может приближаться к единице, поскольку по мере смещения потока текучей среды к этому отверстию тангенциальная составляющая его скорости может уменьшиться до значения окружной скорости точек поверхности диска, близких к центральному выходному отверстию. Из приведенного соотношения и графика на фиг. 5, следует, что большая часть кинетической энергии потока текучей среды предается дискам на периферийном участке, прилегающему к внешнему диаметру R. Тем не менее, при входе потока текучей среды в центральное выходное отверстие диска его тангенциальная составляющей скорости имеет не нулевое значение, а следовательно этот выходящий поток имеет и остаточную кинетическую энергию, не переданную дискам. Этим обстоятельством ограничивается коэффициент преобразования кинетической энергии потока текучей среды в энергию вращения турбин, работающих на принципе вязкого трения в пограничном слое.
р
Задачей решаемой полезной моделью является поднятие уровня этого ограничения, за счет одновременного изменения вида характеристики зависимости окружной скорости потока текучей среды от радиуса (профиль окружной скорости по радиусу) и дополнительного преобразования остаточной кинетической энергии потока текучей среды, поступающего в выходное центральное отверстие диска. Первое достигается введением концентрических буртиков 12 на периферийной части торцевых поверхностей дисков, затрудняющих радиальное смещение потока и введением лопаток 13, прилегающих к выходному центральному отверстию 14, изменяющих направление скорости потока. Концентрические буртики замедляют спад характеристики на участке прилегающему к внешнему диаметру диска, а лопатки прилегающие к центральному выходному отверстию, наоборот, ее ускоряют на заключительном участке траектории движения потока. Сравнение зависимости скоростей потока текучей среды, представленной на фиг. 5 показывает, что значение K будет больше на начальном участке траектории потока текучей среды для дисков с буртиками (кривая А), а значение скорости потока на выходе, наоборот, будет больше для дисков без буртиков (кривая Б). Значение этой скорости для дисков с буртиками, как показывает кривая А, может оказаться даже ниже окружной скорости точек поверхности диска (прямая В), что значительно уменьшает остаточную, не преобразованную, кинетическую энергию потока на выходе. При этом происходит не столько торможение дисков за счет сил вязкого трения, поскольку толщина пограничного слоя на этом участке больше на величину высоты концентрических буртиков 12, а ускорение в направлении их основного вращения за счет реактивной силы, возникающей при таком изменении скорости потока текучей среды. Таким образом, за счет введения буртиков и лопаток на торцевые поверхности дисков обеспечивается более полное преобразование кинетической энергии входного потока текучей среды при тех же остальных конструктивных параметрах, относящихся к дискам без этих элементов и уменьшение ее остаточной доли, поступающей в выходное центральное отверстие, которая затем дополнительно преобразуется аналогичным образом второй группой дисков, увеличивая общий КПД турбинного узла.
Введение второй группы дисков в турбинный узел позволяет легко дифференцировать между ними общую нагрузку, приспосабливая оптимальным образом ее под изменяющийся входной поток текучей среды без дополнительных ступеней преобразования и расширить диапазон параметров, при которых КПД остается максимальным. Для обычного турбинного узла, без использования дополнительных ступеней согласования нагрузки с валом турбинного узла, на которых как правило происходит дополнительное преобразование энергии и связанное с этим потери, такое возможно лишь при единственном соотношении момента нагрузки, угловой скорости вращения вала и удельной мощности кинетической энергии входного потока. В случае двух групп дисков, изменение момента нагрузки на одном из валов может быть компенсировано нагрузкой второго вала при сохранении максимального общего КПД.
Техническое решение и конструкция турбинного узла с использованием двух групп дисков с буртиками и лопатками проверены авторами при создании экспериментального образца микротурбинной установки МТУ-2,5. Результаты экспериментальных испытаний микротурбинной установки МТУ-2,5 подтверждающие технический результат, описываемый в данной полезной модели, представлен в Научно-техническом отчете по НИОКР: «Разработка автономной микротурбинной установки мощностью 2,5 кВт», выполненного группой авторов настоящей полезной модели. (УДК 620.9:662.92; 658.264. Гос. рег. №АААА-А18-118092190104-0).