РОТОР МИКРОМОЩНОГО ТУРБОКОМПРЕССОРА

Предложенное техническое решение относится к области турбомашиностроения, а именно к конструкциям роторов микромощных (от 0.5 КВт) турбокомпрессоров, например для систем кондиционирования и энергообеспечения отсеков малых объемов или маршевых двигателей миниатюрных беспилотных летательных аппаратов. У этого типа устройств есть ряд специфических особенностей, в частности, они имеют небольшие поперечные размеры проточной части и эксплуатируются при малых расходах рабочей среды. Из-за относительно низких значений чисел Рейнольдса потока в этих устройствах существенное значение приобретает проблема ограничения гидравлические потерь и оптимизации геометрии проточной части для достижения приемлемых значений коэффициента полезного действия.
Для рассматриваемого специфического класса устройств оказалась малоэффективной адаптация стандартных известных решений, в которых используется ротор с решеткой рабочих лопаток - как открытого типа, так и с покрывными дисками, и были предложены альтернативные варианты конструктивного исполнения ротора.
В частности, была предложена безлопаточная канальная турбомашина, в которой проточная часть представляет собой систему непрерывных сквозных каналов, выполненных в роторе [RU 2010109562 A, публ. 20-09-2011]. В известной конструкции используется ротор сложной формы и каналы с профилированными геометрическими характеристиками - переменным диаметром, плавным изменением направления и кривизны центральных линий каналов - что значительно усложняет технологию и увеличивает стоимость изготовления ротора. Геометрическая форма проточной части при этом не обеспечивает необходимого снижения габаритов изделия.
Наиболее близкой к предлагаемому решению является конструкция безлопаточного типа, в которой ротор представляет собой цилиндр с расположенной внутри проточной частью [DE 102008011976 A1, публ. 24-09-2009]. То есть ротор имеет боковую цилиндрическую поверхность, перпендикулярные ей торцевые круглые плоские поверхности, а внутри ротора для прохода рабочей среды выполнено множество не пересекающихся между собой каналов. Для упрощения конструкции в одном из вариантов ее реализации проточная часть выполнена путем сквозного сверления ротора, то есть каналами являются полые цилиндры постоянного диаметра, у которых входные сечения расположены на одной из торцевых поверхностей ротора, а выходные сечения - на его боковой поверхности. Недостатки данной конструкции обусловлены неоптимальной конфигурацией проточной части. В частности, расположением всех входных сечений каналов в одной плоскости, что приводит к увеличению габаритов ротора, усложнению и удорожанию технологии его изготовления и снижению гидравлических и прочностных характеристик.
Технической задачей предлагаемого решения является улучшение технико-экономических показателей эксплуатации турбокомпрессора в штатном режиме, достигаемое путем оптимизации геометрии его проточной части, а технический результат заключается в уменьшении радиальных габаритов и снижении максимальных напряжений в материале ротора, повышении прочности и жесткости. За счет более высоких допустимых скоростей вращения ротора улучшаются гидродинамические характеристики турбокомпрессора. Кроме того, повышается технологичность изделия вследствие простоты геометрической формы ротора и его проточной части.
Для достижения указанного технического эффекта в роторе микромощного турбокомпрессора, имеющего форму цилиндра, с торцевой стороны выполнено осевое продольное отверстие, диаметр которого составляет от 45% до 60% от диаметра боковой поверхности ротора. Кроме того, в роторе имеется множество сквозных не пересекающихся между собой цилиндрических каналов, проходящих от осевого продольного отверстия к боковой поверхности ротора. Осевое продольное отверстие и система каналов образуют проточную часть для рабочей среды. При работающем турбокомпрессоре рабочая среда вначале поступает в осевое отверстие, далее распределяется по каналам и затем выходит из каналов на боковой поверхности ротора. При этом точки пересечения осей каналов с внешней поверхностью ротора расположены в одной поперечной плоскости, а точки пересечения осей каналов с осевым продольным отверстием расположены в двух или более поперечных плоскостях, причем входы у соседних каналов находятся в разных плоскостях.
Кроме того, в поперечной проекции ось каждого канала в точке своего пересечения с продольным отверстием образует угол с касательной к отверстию в этой точке, больший 35° и меньший 50°.
Боковая поверхность ротора может использоваться в качестве поверхности радиального газового подшипника ротора, а его торцевые поверхности могут использоваться в качестве поверхности упорного газового подшипника.
Каналы в роторе могут быть выполнены с искусственной шероховатостью, а в осевом продольном отверстии перед каналами при этом устанавливается форсунка для ввода охлаждающей жидкости.
В каналах на всей или части длины могут также устанавливаться шнеки.
Предложенное техническое решение может быть также реализовано в многоступенчатом турбокомпрессоре, когда в роторе имеются, по крайней мере, две проточные части, проходимые последовательно или параллельно рабочей средой.
Предложенное решение поясняется фиг. 1, на которой изображен цилиндрический ротор микромощного компрессора, имеющий боковую поверхность 1, перпендикулярные ее оси входную 2 и заднюю 3 круглые торцевые плоские поверхности. При этом боковая и, по крайней мере, одна из торцевых поверхностей ротора могут использоваться как упорные поверхности радиального 4 и осевого 5 газостатического подшипника. Вращение ротора обеспечивается за счет центростремительной турбины привода 6.
В роторе со стороны входной торцевой поверхности 2 выполнено осевое продольное отверстие 7, диаметр которого составляет от 45% до 60% от диаметра боковой поверхности 1. Кроме того, в роторе имеется система сквозных непересекающихся друг с другом прямых каналов круглого поперечного сечения 8, образующих вместе с отверстием 7 проточную часть рабочей среды. Рабочая среда входит в отверстие 7 ротора, далее распределяется по каналам 8, и затем выходит на боковой поверхности ротора в диффузор 9 статора.
Для обеспечения выхода рабочей среды из ротора в диффузор 9 точки пересечения осей каналов 8 с боковой поверхностью 1 располагаются в одной поперечной плоскости 10. В то же время точки пересечения осей каналов 8 с продольным отверстием 7 располагаются в двух или более поперечных плоскостях 11 и 12, причем у соседних каналов точки пересечения осей с продольным отверстием находятся в разных плоскостях, то есть чередуются в шахматном порядке.
Кроме того, каналы 8 могут выполняться таким образом, чтобы в поперечной проекции ось канала в точке своего пересечения с продольным отверстием 7 образовала угол с касательной к отверстию в этой точке, больший 35°, но меньший 50° (фиг 1, А-А), то есть ось имеет наклон в сторону, противоположную направлению вращения. В этом диапазоне значений угла наклона обеспечивается оптимальная работа турбокомпрессора в штатном режиме эксплуатации. Конкретная величина угла определяется на основе расчетных и экспериментальных данных.
Углы между осями каналов и осью продольного отверстия также выбираются из условия гидродинамической эффективности.
Диаметры самих каналов должны определяться во взаимосвязи с выбранным соотношением диаметров отверстия и боковой поверхности ротора, поскольку для повышения гидравлических характеристик работы желательно максимально тесное расположение каналов как в плоскости 10 выхода рабочей среды в диффузор, так и в плоскостях 11 и 12 ее входа в каналы, то есть желательно минимизировать толщину перегородок между каналами в этих плоскостях.
Поскольку диаметр продольного отверстия составляет от 45% до 60% от диаметра ротора, то и его периметр оказывается приблизительно в два раза меньше внешнего периметра ротора. То есть места для прохода каналов вблизи продольного отверстия оказывается меньше, чем у внешней поверхности ротора. В предложенном решении это обстоятельство преодолевается путем разнесения входов каналов на два или более ряда в продольном направлении. Это позволяет исключить пересечение каналов между собой и обеспечивает двукратное или более увеличение проходного сечения проточной части на поверхности продольного отверстия (при заданном внешнем диаметре ротора). Тем самым достигается более компактное расположение каналов по всему поперечнику ротора по сравнению с известным решением.
На фиг. 2 представлен вариант реализации устройства с повышенной тепловой защитой стенок каналов 8. Для этого каналы выполняются с искусственной шероховатостью, например, с резьбой, на всей или части длины, а в осевом продольном отверстии 7 перед каналами устанавливается форсунка для распыления охлаждающей жидкости. Охлаждение стенок каналов достигается при этом за счет формирования и удержания на них пленки охлаждающей жидкости, интенсифицирующей теплопередачу.
В каналах на всей или части длины могут также устанавливаться шнеки (фиг. 3), закручивающие поток рабочей среды, для дополнительной интенсификации теплопередачи от стенок каналов.
При использовании двухрядного входа рабочей среды в каналы и при соотношении диаметров отверстия и боковой поверхности ротора в интервале от 45% до 60% обеспечиваются минимальные значения и наилучший баланс гидравлических потерь в роторе и в диффузоре при величинах степени сжатия рабочей среды от 2 до 3.5. С другой стороны, такие величины степени сжатия являются наиболее приемлемыми в плане напряженно-деформированного состояния материала ротора под действием центробежной нагрузки. Для больших степеней сжатия предпочтительно применить многоступенчатую схему компрессора.
На фиг. 4 представлен вариант реализации предложенного технического решения при многоступенчатой схеме турбокомпрессора, в случае, когда необходимы повышенные значения степени сжатия рабочей среды. Выполнение дополнительной ступени на роторе при этом оказывается возможным при его незначительном удлинении и сохранении приемлемых величин напряжений в материале ротора. Каналы второй ступени при этом выполняются с меньшим проходным сечением, чем у первой ступени, из-за более высокой плотности рабочей среды, прошедшей сжатие на предыдущей ступени.
Возможно также применение предложенного технического решения для схемы с параллельным прохождением ступеней рабочей средой.
Таким образом, использование совокупности перечисленных выше признаков приводит к тому, что при одинаковых режимах работы предложенного устройства и известных устройств (в мощностном диапазоне от 0.5 до 10 КВт) первое будет испытывать меньшие деформационные нагрузки. Это обусловлено тем, что конфигурация с осевым продольным отверстием и рядами смещенных вдоль него в шахматном порядке пересечений с каналами позволяет уменьшить внешний диаметр ротора, и, следовательно, снизить максимальные напряжения в материале ротора. Тем самым обеспечивается больший запас прочности, жесткости и долговечности. Становится возможным переход на более высокие допустимые скорости вращения ротора, в результате улучшаются рабочие характеристики турбокомпрессора.
Предложенное устройство отличается также высокой технологичностью, поскольку может изготавливаться из обычной цилиндрической монолитной заготовки и имеет простую геометрию проточной части. Ее расположение не препятствует использованию боковой и торцевой поверхности ротора в качестве элементов газового подшипника, обеспечивая компактность предложенного устройства.