Безлопастной радиальный центробежный компрессор
BLADELESS RADIAL CENTRIFUGAL COMPRESSOR

Изобретение относится к проблеме повышения давления сжимаемых сред на основе центробежных принципов.
3
Технология компримирования лежит в основе многочисленных промышленных процессов обработки, переработки и транспорта. Используют два основных типа компрессоров: с объемным и центробежным принципами повышения давления. В случае большого объемного расхода входного потока (до 100 тыс м/час), основным является центробежный принцип. Главный элемент центробежных машин, так называемый импеллер, содержит набор из нескольких десятков лопаток, вращающихся с частотой до нескольких десятков тысяч оборотов в минуту. Лопатки представляют собой 3D-объект со сложной геометрией. Оптимизация геометрии тела лопатки без использования современных систем компьютерного конструирования и моделирования представляло собой не только длительный, но и дорогостоящий процесс. Процесс изготовления, соответственно, существенно удешевился с появлением современных станков с числовым программным управлением. Эволюционное развитие в проектировании и изготовлении центробежных компрессоров за последнее столетие позволило кратно повысить КПД до современных показателей 70-80% и существенно снизить стоимость оборудования. Перечисленные выше объективные факторы послужили толчком к появлению альтернативного принципа трансформации энергии механического привода в гидравлическую энергию среды и обратно. Речь идет о, так называемом, «безлопастном» типе турбомашин: турбина, насос/компрессор, который был предложен Николой Тесла в своих патентах в начале 20 века (патент US 1061142, опубликовано 06.05.1913; патент US 1061206, опубликовано 06.05.1813). Физической основой принципа работы данных устройств служит явление формирования пограничного слоя между флюидом (жидкость, газ) и твердой поверхностью. При контакте движущейся поверхности твердого тела с флюидом, часть потока "прилипает" к поверхности и оказывается увлечена в совместном движении. При этом толщина пограничного слоя:  растет с повышением вязкости флюида и падает с ростом скорости и плотности. Оценка по порядку величины для жидкостей и газов указывает на величину пограничного слоя от сотен мкм до нескольких мм. Турбомашины Тесла используют соосный набор тесно расположенных на роторе плоских дисков, являющихся медиаторами передачи энергии от флюида к ротору и обратно. Согласно современным теоретическим оценкам (Van P. Carey, "Assessment of Tesla Turbine Performance for Small Scale Rankine Combined Heat and Power Systems", Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, v. 132, Dec 2010), которые подтверждены совокупностью экспериментальных исследований, условием, гарантирующим высокое значение КПД, является: Re меньше 10, где Re - число Рейнольдса потока флюида в междисковом пространстве:  Оценка для среды типа воздух при стандартных условиях указывает на то, что средний зазор между дисками должен быть порядка нескольких сотен мкм.
Из уровня техники известно устройство для передвижения флюида (патент US 1061142, опубликовано 06.05.1913). Устройство содержит ротор, на валу которого закреплен набор тесно расположенных дисков с зазором порядка 1 мм и менее, в приосевой области на дисках расположены каналы-вырезы для подвода флюида. Ротор обрамлен корпусом с цилиндрическим каналом, который служит диффузором для скоростного потока флюида с внешнего контура междисковых каналов. Поток флюида подводится в тело ротора по центральному каналу и, увлекаемый вращением дисков, приобретает угловую скорость, которая в свою очередь приводит к растущему радиальному градиенту давления потока от оси к периферийной части. Общий вектор сил, действующих на поток, приводит к спиралевидному движению от оси к периферии с повышением скорости и давления потока.
Недостатком данной конструкции является то, что КПД устройства при стандартных соотношениях толщины диска к толщине зазора 1:1 (например, 1 мм на 1 мм) редко превышает 20%, а при уменьшении зазора, скажем до 100 мкм, КПД возрастает до 30% и более. Но при фиксированной толщине диска, по соображениям прочности, полезное проходное сечение устройства падает до 10%. Это не позволяет оптимально масштабировать производительность устройства, гарантируя при этом приемлемый КПД.
внутр
внешн
внутр
внешн
Известно устройство для прохождения текучей среды, содержащее пористый ротор (патент US 5297942, МПК A45D 20/12, опубликовано 29.03. 1994). Устройство осуществляет нагнетание потока газа (воздух) или отбор мощности из входящего потока при небольших перепадах давления с упором на значительное снижение акустического фона при работе устройства по сравнению с лопастными центробежными аналогами. Кроме того, устройство обеспечивает высокие показатели энерго-эффективности (КПД). Так, на фиг. 3 приведены значения КПД работы устройства свыше 50% в зависимости от отношения радиусов R/R пористого ротора и приведенной скорости потока газа в интервале 0.02-0.08. Согласно изобретению два основных параметра гарантируют высокую эффективность работы устройства: отношение радиусов пористого ротора R/R меньше 0.65 и эффективное безразмерное отношение вязкостных и центробежных сил вращения среды  0.7<β<5.
-8
2
Основным недостатком известного устройства является низкая пропускная способность при условии высокого КПД. Данный факт устанавливается в результате анализа оптимальности работы устройства по параметру β, а именно, оценка для рабочей среды типа воздух при частоте вращения 3 тыс. об/мин приводит к значениям показателя эффективной проницаемости k пористого ротора более 10 м (10 тыс Дарси). Данный показатель проницаемости соответствует характерной ширине каналов пористой среды более 1 мм, и следовательно общий критерий эффективности по показателю числа Рейнольдса может быть выполнен лишь при условии значений радиальной скорости потока менее 0.1 м/с, т.е. устройство имеет ограниченные функциональные возможности по пропускной способности.
Известно устройство с заполнением ячеисто/поровой структурой полости ротора центробежной турбомашины (патент WO 2010/042077, МПК F04D 17/16, опубликовано 15.04.2010), содержащее вал, ротор с внутренним наполнением ячеисто/поровым материалом, при этом предпочтительная величина эффективной пористости наполнителя от 70% до 95%, средняя ширина каналов ячеистой структуры от 100 мкм до 20 мм.
Недостатком данного устройства является ограничение по характеру используемого пористого материала. Так, величина пористости более 70% заведомо исключает использование материалов с гранулярным наполнением, включая насыпные материалы и обширный класс спекаемых из шихты пористых керамик. Указание на возможность использования ячеистых материалов с шириной каналов до 20 мм указывает на то, что устройство имеет априорно низкий показатель КПД применительно к газам по основному критерию величины числа Рейнольдса.
Задачей изобретения является расширение функциональных возможностей безлопастных центробежных устройств применительно к проблеме компримирования сжимаемых сред: газ, газо-жидкостная смесь, флюиды в околокритической области.
Техническим результатом изобретения является повышение КПД безлопастных центробежных турбомашин, а также увеличение эффективности работы в области малых расходов.
Поставленная задача решается и технический результат достигается безлопастным радиальным центробежным компрессором, содержащим цилиндрический корпус с расположенной внутри него по периметру камерой торможения, ротор, наполненный пористой средой заданной длины, прикрепленный к валу внешнего привода, установленному по оси корпуса, и имеющий на внутренней его стенке отверстия для забора флюида, а между валом и ротором образован осевой канал для подвода входного потока флюида, в котором расположена закрепленная на валу крыльчатка, причем камера торможения, ротор и крыльчатка образуют ступень компрессора.
Согласно изобретению камера торможения может быть выполнена с улиткой.
Согласно изобретению компрессор может иметь как минимум одну дополнительную ступень, расположенную на валу в общем корпусе, причем на выходе камеры торможения предыдущей ступени в корпусе выполнен кольцевой канал для подачи выходного потока флюида на последующую ступень.
Согласно изобретению в пористой среде ротора со стороны его внутренней стенки могут быть выполнены не сквозные перфорационные каналы диаметром до 300 мкм.
Сущность изобретения поясняется чертежом, на котором представлена принципиальная схема безлопастного радиального центробежного компрессора, имеющего 2 ступени.
Каждая ступень компрессора содержит наполненный пористой средой ротор 1, установленный в цилиндрическом корпусе 2 на приводном валу 3, расположенном по оси корпуса. На внешней поверхности ротора в корпусе расположена камера торможения 4 с улиткой 5. Между ротором 1 и валом 3 образован осевой канал 6, в котором расположена закрепленная на приводном валу крыльчатка 7. На внутренней стенке ротора выполнены отверстия 8 для забора флюида, а с внешней стороны ротора выполнены каналы 9 для отвода потока флюида в камеру торможения 4 и улитку 5. На выходе камеры торможения 4 в корпусе выполнен кольцевой канал 10 для подачи выходного потока флюида на последующую ступень компрессора. В пористой среде ротора со стороны его внутренней стенки могут быть выполнены не сквозные перфорационные каналы 11. Компрессор присоединен входным патрубком 12 к трубопроводу подачи флюида.
Устройство работает следующим образом.
1
вр
рот
рот
фл
2
фл
рот
2
Поток флюида попадает по входному патрубку 12 в осевой канал 6 на скорости в несколько десятков м/с. За счет радиального градиента давления на внутреннем радиусе ротора R, поток всасывается в тело ротора 1 и, проникая через внутрипоровое пространство в радиальном направлении, приобретает скорость вращения в соответствии с формулой V(R)=ΩR, где Ω - угловая частота вращения ротора. Вращение флюида приводит к формированию радиального градиента давления, который растет от внутреннего к внешнему радиусу ротора. В случае флюидов, сжимаемость которых обратно пропорциональна давлению ~1/P, как у классических газов, рост давления по изотермическому циклу имеет экспоненциальную зависимость. Таким образом, на внешнем радиусе ротора R рабочая среда имеет кинетическую энергию, соответствующую скорости V=ΩR, в полной аналогии с принципами работы центробежных машин, но кроме того среда приобретает значимое повышение давления за счет центробежного сжатия:
вход
вход
пот
где ρ, Р - входные значения плотности и давления среды, δР - потери давления за счет движения флюида в пористой среде. Согласно общей теории фильтрации в пористых средах:
2
-3
2
2
-11
2
1
где β~1, u - объемная скорость фильтрации, k[м] - проницаемость пористой среды, которая для классических пористых сред с гранулярным наполнением может быть оценена как k≈10<d>, где <d> - среднее по распределению от квадрата диаметра пор d. В случае логнормального распределения пор по размерам с дисперсией, соответствующей максимуму энтропии  т.е. при среднем размере пор <d>≈100 мкм, k≈10 м или 10 Дарси. Как было показано выше в уровне техники, необходимо чтобы число Рейнольдса  было меньше 10. При этом радиальная скорость фильтрации на внутреннем радиусе R может достигать 1 м/с, однако общие потери давления при этом составят более 10 бар/м в случае газов. Для решения данной проблемы необходимо оптимизировать профиль проницаемости пористой среды.
Данная задача согласно изобретению решается следующим образом:
-11
2
1) использование пористой среды с размером пор d равным 200-250 мкм. При этом, k≈4÷6⋅10 м или 40-60 Дарси, и потери давления составляют уже приемлемые 1-2 бар/м (среда газ). Число Рейнольдса при этом находится в оптимальной зоне и не превышает 10;
2
2
-10
2
-1
2
2
2) использование дополнительных перфорационных каналов с диаметром до 300 мкм на глубину до R/2 с плотностью порядка 100 мм/перфорацию. При этом достигается эффективная проницаемость на малых радиусах до k=10 м. Здесь используется тот факт, что для каналов с постоянным сечением связь площади просветности и проницаемости имеет другой порядок, а именно k≈10 <d>, где <d> - площадь канала, а эффективная проницаемость пористой среды равна средне-взвешенному по сечению каналов с разной проницаемостью.
Отсутствие сквозных каналов высокой проницаемости позволяет минимизировать такое явление как помпаж в области минимальных расходов и максимального противодавления со стороны выходного тракта компрессора. При этом сколь-нибудь значимый переток со стороны выходного тракта сопряжен с большими потерями давления на внешней поверхности ротора.
вых
фл
2
торм
2
рот
2
торм
фл
2
вых
фл
2
дин
дин
фл
2
вых
вх
вых
вх
2
Поток флюида с внешней стороны ротора поступает в каналы 9, где часть кинетической энергии потока превращается во внутреннюю с повышением давления. Окончательное торможение с преобразованием полного динамического давления потока в статическое давление происходит в камере торможения компрессора: Р=Р(R)+Kρ(R)(ΩR)/2, где K - коэффициент торможения потока. Так как плотность потока пропорциональна выходному радиальному давлению Р(R), общее выражение выглядит так: Р=Р(R)(1+α), где динамический коэффициент α - растущая функция максимальной скорости, как и Р(R). Общий коэффициент увеличения давления Р/Р легко достигает значений 10 и более для газов с плотностью свыше 1 кг/м3 (при стандартных условиях): воздух, жирные фракции углеводородных газов, углекислый газ, фреоны, на скоростях вращения ротора свыше 400 м/с; для более легких газов типа природного, легко достижим показатель Р/Р свыше 2.5.
Для дальнейшего раскрытия изобретения рассмотрим несколько примеров.
Пример №1 «нагнетание воздуха».
вх
вх
3
Во входном контуре приняты стандартные условия Р=1 бар, T=273.15 K, ρ=1.2758 кг/м.
В общей компоновке приняты следующие значения основных параметров:
1
2
рот
R=0.1 м, R=0.21 м, L=0.65 м,
<
>
-10
2
-11
2
k=10м,  k=6⋅10 м,
рот
ƒ=24 тыс. об/мин, Q=19 м3/мин.
Политропный КПД на номинальном расходе составляет 80%; давление нагнетания равно 8 бар. Данный пример можно сравнить с характеристиками последнего поколения высокоскоростного турбо-компрессора HST 220 фирмы Boge (https://www.boge.com/en/turbocompressors), работающего в 3 ступени с промежуточным охлаждением: f>100 тыс об/мин, Рнагн=6-8 бар, расход 34-37 м3/мин, мощность привода 220 КВт.
Два агрегата, предлагаемой согласно изобретению конструкции в двухсторонней симметричной компоновке на валу высокоскоростного электродвигателя обеспечивают альтернативное решение, равное по производительности, но при этом со значительной экономией по геометрическим размерам и весу.
Пример №2 «турбо-бустер».
вх
вх
3
Во входном контуре приняты стандартные условия Р=1 бар, Т=273.15 K, ρ=1.2758 кг/м.
В общей компоновке приняты следующие значения основных параметров:
1
2
рот
R=20 мм, R=75 мм, L=150 мм,
<
>
-10
2
-11
2
k=10 м,  k=6⋅10 м,
3
Q>100 м/ч.
нагн
нагн
Максимальное давление нагнетания Р=19.5 бар при Т=350°С, политропный КПД составляет более 90%.
Пример №3 «холодильный цикл».
вх
вх
3
В холодильном контуре используется хладоагент R134a, на приеме компрессора Р=1 бар, Т=-20С, ρ=5.1 кг/м. В общей компоновке приняты следующие значения основных параметров:
1
2
рот
R=50 мм, R=150 мм, L=150 мм,
<
>
-10
2
-11
2
k=10 м,  k=6⋅10 м,
нагн
нагн
Давление нагнетания Р=8.8 бар при Т=335°K, расчетная политропная мощность 11 КВт, политропный КПД 85%.
Таким образом, предлагаемое устройство реализует высокоэффективный принцип повышения давления сжимаемых сред за счет использования центробежного нагнетания. Использование ротора безлопастного типа позволяет существенно увеличить эффективность работы устройства в области малых расходов с высокими показателями коэффициента повышения давления, которые характерны для компрессоров на основе объемных принципов сжатия.