ТУРБОДЕТАНДЕР ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ Российский патент 1995 года по МПК F25B11/00 F25B11/02 

Изобретение относится к энергетике, а именно к низкотемпературным турбодетандерам высокого давления, применяемым в криогенной технике для понижения энтальпии рабочего газа, конкретно к водородным турбодетандерам.

Известны одноступенчатые и двухступенчатые воздушные и азотные турбодетандеры высокого давления [1], применяемые в воздухоразделительных установках высокого давления и ожижителях азота, содержащие корпус с размещенными в нем проточной частью с направляющим аппаратом и рабочим колесом на валу, установленном в подшипниках.

Недостатком этих машин является низкая степень расширения (только до δ = 33).

Известен также турбохолодильник [2], содержащий силовой корпус, размещенные в нем ротор с валом и рабочими колесами и узел подвески ротора с подшипниками и лабиринтными уплотнениями.

Недостатками этой турбомашины являются возможность замерзания масла в результате интенсивного охлаждения за счет холода, передаваемого из рабочей зоны, приводящая к неработоспособности машины; температурная деформация, приводящая к искажению и выборке заданных рабочих зазоров между вращающимися и неподвижными деталями, что приводит к недопустимому увеличению вибрации ротора и, как следствие, к аварии; большие холодные утечки рабочего газа, вызывающие интенсивное охлаждение корпуса, большие потери холода, снижающее КПД турбомашины.

Целью изобретения является повышение эффективности и надежности турбодетандера высокого давления.

Цель достигается тем, что турбодетандер высокого давления, содержащий силовой корпус и размещенные в нем ротор с валом и рабочим колесом, узел подвески ротора с подшипниками и лабиринтным уплотнением, снабжен корпусом ступени, в котором в зоне лабиринтного уплотнения установлен радиальный проставок из теплоизоляционного материала, а снаружи корпуса в зоне проточной части расположена цилиндрическая втулка, перекрывающая зону лабиринтного уплотнения; радиально-упорные подшипники скольжения узла подвески ротора закреплены в стабилизирующей гильзе, радиальная часть подшипников разделена кольцевой полостью, соединенной каналом с линией отвода масла, на две секции с отношением осевой длины секции L к диаметру цапфы вала d: 0,5≅ L/d ≅ 0,6; лабиринтное уплотнение выполнено трехсекционным с камерами подвода и отвода теплого газа между секциями.

Цилиндрическая втулка может быть выполнена с уплотнительными гребнями, а в качестве материала как цилиндрической втулки, так и радиального проставка может служить, например, фторопласт.

Благодаря устранению потерь холода в проточной части, уменьшению потерь через лабиринтные уплотнения и повышению устойчивости вращения ротора обеспечивается достаточная эффективность и надежность турбодетандера, позволяющие на практике создать работоспособную машину высокого давления для расширения низкотемпературного газа, например водорода.

На фиг.1 изображен турбодетандер высокого давления (ступень, продольный разрез); на фиг.2 - двухсекционный подшипник скольжения; на фиг.3 - сечение А-А на фиг.2; на фиг.4 - лабиринтное уплотнение проточной части турбодетандера; на фиг.5 - конструктивная схема турбодетандера высокого давления; на фиг. 6 - график зависимости относительного КПД турбодетандера от числа ступеней.

Турбодетандер высокого давления (ступень) состоит из силового корпуса 1 с полостью 2 высокого давления, в котором размещен корпус 3 ступени турбодетандера с деталями проточной части 4 и узла 5 подвески ротора.

Полость 2 подачи газа высокого давления отделена от полости 6 низкого давления, служащей для отвода расширенного газа из ступени, уплотняющей втулкой 7, которая изготовлена из материала с коэффициентом температурной деформации большим, чем у материала силового корпуса 1, для обеспечения надежного уплотнения при охлаждении турбодетандера.

Проточная часть 4 состоит из направляющего аппарата 8 и рабочего колеса 9. Рабочее колесо 9 закреплено на консоли вала 10, который совместно с подшипниками 11 и 12 и тормозной втулкой 13 представляет узел 5 подвески ротора.

Узел 5 подвески ротора закреплен в специальной стабилизирующей гильзе 14, которая предотвращает передачу температурных деформаций корпуса 3 турбинной ступени на детали ходовой части и тем самым стабилизирует их взаимное расположение и заданную форму рабочих поверхностей и зазоров, что обеспечивает механическую надежность работы при охлаждении корпуса.

В корпусе 3 ступени турбодетандера выполнены проточки 15 и 16 со штуцерами 17 и 18 соответственно для подвода и отвода масла к подшипникам 11 и 12 и тормозной втулке 13.

Для уменьшения деформации корпуса 3 ступени турбодетандера от охлаждения конвективным теплообменом зазор между силовым корпусом 1 и корпусом 3 ступени турбодетандера заполнен цилиндрической втулкой 19.

На валу 10 рабочего колеса 9 установлена втулка 20 лабиринтного уплотнения. Подшипник 11 дополнительно отделен от полости лабиринта масляной ловушкой 21.

Корпус 3 ступени турбодетандера выполнен таким образом, что детали проточной части 4 отделены от деталей ходовой части турбодетандера (узла 5 подвески ротора) тонкой цилиндрической перемычкой 22 и радиальным проставком 23 из теплоизоляционного материала, что является существенным препятствием теплообмену по металлу корпуса 3 и исключает конвекционный перенос холода от проточной части 4 к подшипникам 11. Цилиндрическая втулка 19 может быть выполнена с уплотнительными гребнями, а в качестве материала цилиндрической втулки 19 и радиального проставка 23 может быть использован, например, фторопласт.

Подшипники 11 и 12 - гидродинамические радиально-упорные подшипники скольжения с масляной смазкой (фиг.2 и 3).

Радиальные части подшипников 11 и 12 разделены на две секции 24 и 25, между которыми имеется кольцевая полость 26 с каналом 27, служащим для отвода отработанного масла из подшипников 11 и 12.

Каждая секция 24 и 25 имеет три, расположенные под углом 120^о одна к другой, месяцеобразные камеры 28 и радиальные отверстия 29 для подачи масла под определенным давлением. Камеры 28 отделены друг от друга в радиальном направлении перемычками 30, выход масла из них осуществляется лишь в зазор, образуемый внутренней поверхностью радиальной части подшипника и наружной поверхностью цапфы вращающегося в нем вала 10 (фиг.1, 2, 3).

Отношение осевой длины L камер 24 и 25 к диаметру цапфы вала d, равному диаметру камер 24 и 25, лежит в пределах 0,5-0,6, т.е. 0,5 ≅ L/d ≅ 0,6.

При таком отношении L/d относительная частота процессии ротора , определяемая отношением частоты процессии к собственно частоте вращения ротора, снижается до оптимальной (по условиям устойчивости) величины порядка 0,15-0,20.

Проведенные с использованием ЭВМ расчеты, подтвержденные экспериментальными данными, показывают, что оптимальное значение относительной частоты = 0,15-0,2 обеспечивается при относительной длине опорной части радиального подшипника L/d, равной 0,5-0,6. Устройство сдвоенного подшипника с разделяющей канавкой для сброса масла позволяет увеличить жесткость подшипника и благодаря этому дополнительно повысить виброустойчивость подшипника. При этом достигается интенсивный отвод тепла гидродинамического трения при супервысокой частоте вращения ротора.

Втулка 20 лабиринтного уплотнения (фиг.5) состоит из секций 31, 32 и 33. Между секциями 31 и 32 имеется кольцевая камера 34 для подачи теплого рабочего газа (водорода), создающая затвор для холодной утечки из полости 35 проточной части 4. Между секциями 32 и 33 расположена кольцевая камера 36, служащая для отвода смеси теплого газа с небольшим количеством холодной утечки. Камера 37 между секцией 33 с лабиринтным уплотнением и втулкой 20 служит для улавливания масла.

На фиг.5 показан пример конкретного выполнения многоступенчатого турбодетандера, включающего, например, четыре ступени. Каждая ступень турбодетандера представляет собой самостоятельную турбину 38, 39, 40 и 41 с проточными частями 4, каждая из которых закреплена в силовом наружном корпусе 1. Силовые корпуса 1 являются неотъемлемой частью теплоизоляционного кожуха 42, служащего для уменьшения теплопритоков к расширяемому газу из окружающей среды и имеющего коммуникацию 43 для подвода рабочего газа высокого давления в первую ступень (турбина 38), перепускную коммуникацию 44 между ступенями и коммуникацию 45 отвода расширенного и охлажденного газа.

На фиг.6 показан график зависимости относительного эффективного КПД от числа ступеней расширения Z для степени понижения давления от 60 до 100, которая получена в результате проведенных оптимизационных расчетов с учетом вышеперечисленных специфических условий расширения водорода высокого давления с начальной температурой порядка минус 200^оС. Оптимальное число ступеней составляет 3-4.

Турбодетандер высокого давления работает следующим образом.

Рабочий газ высокого давления, например водород (фиг.5), подводится в I-ую ступень (турбину 38) турбодетандера по коммуникации 43, частично расширяется в проточной части 4 и далее переходит по коммуникации 44 из ступени в ступень поочередно во II (39), III (40) и IV (41) ступени, чем обеспечивается последовательное многоступенчатое расширение. Из последней ступени (туpбины 41) расширенный и охлажденный газ отводится по коммуникации 45 потребителю, например, в ожижитель водорода (не показан).

Для обеспечения работы ходовой части от автономного агрегата смазки (не показан) к каждой из ступеней (турбинам 38, 39, 40 и 41) подводится масло, которое затем через штуцера 17 и внутренний канал (проточку 15) (фиг.1) подается к подшипникам 11 и 12 и тормозной втулке 13. Отработанное масло проходит по каналу (проточке 16) и через штуцер 18 сливается из корпуса 3 по сливному трубопроводу обратно в агрегат смазки (не показан).

Изображенная на фиг. 2 и 3 конструкция гидродинамического подшипника скольжения обеспечивает более интенсивное по сравнению с демпфированием снижение самовозбуждения смазочного слоя подшипников. При этом существенно уменьшается угловая скорость дополнительного орбитального движения вала и, соответственно, уменьшается децентрирующая центробежная нагрузка на опоры. В результате возрастает виброустойчивость ротора.

Благодаря выбору оптимального числа ступеней турбодетандера, позволяющего обеспечить высокоэффективное расширение газа со степенью расширения δ = 80-120, выбору компановки турбодетандера, а также сведению к минимуму теплопритоков по корпусу и валу, что, соответственно, ведет к уменьшению деформации корпуса и рабочих поверхностей подшипников, удалось решить задачу создания работоспособного турбодетандера высокого давления для расширения водорода.

Использование: криогенная и холодильная техника. Сущность изобретения: турбодетандер высокого давления содержит силовой корпус 1, размещенный в последнем корпус ступени 3 с проточной частью 4, в котором в зоне лабиринтного уплотнения установлен радиальный проставок 23 из теплоизоляционного материала. Снаружи корпуса ступени 3 в зоне проточной части 4 установлена цилиндрическая втулка 19. Узел 5 подвески ротора снабжен стабилизирующей гильзой 14. Подшипники 11, 12 выполнены по типу радиально-упорных подшипников скольжения и закреплены в стабилизирующей гильзе 14, при этом их радиальная часть разделена кольцевой полостью, соединенной каналом с линией отвода масла, на две секции. Предусмотрено выполнение цилиндрической втулки 19 с уплотнительными гребнями, а лабиринтного уплотнения трехсекционным с камерами подвода и отвода теплого газа между секциями. Радиальный проставок 23 и цилиндрическая втулка 19 могут быть выполнены из фторопласта. 3 з.п. ф-лы, 6 ил.

1. ТУРБОДЕТАНДЕР ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ, содержащий силовой корпус с проточной частью и размещенные в нем ротор с валом и рабочим колесом, узел подвески ротора с подшипниками, лабиринтным уплотнением и линией отвода масла, отличающийся тем, что, с целью повышения эффективности и надежности в работе, турбодетандер снабжен корпусом ступени, в котором в зоне лабиринтного уплотнения, установлен радиальный проставок из теплоизоляционного материала, снаружи корпуса ступени в зоне проточной части расположена цилиндрическая втулка, узел подвески ротора снабжен стабилизирующей гильзой, а подшипники выполнены по типу радиально-упорных подшипников скольжения и закреплены в стабилизирующей гильзе, при этом радиальная часть подшипников разделена кольцевой полостью, соединенной каналом с линией отвода масла, на две секции с отношением осевой длины секции к диаметру цапфы вала в соответствии с соотношением
0,5 ≅ L/d ≅ 0,6,
где L - осевая длина секции;
d - диаметр цапфы вала. 2. Турбодетандер по п.1, отличающийся тем, что цилиндрическая втулка выполнена с уплотнительными гребнями. 3. Турбодетандер по п.1, отличающийся тем, что радиальный проставок и цилиндрическая втулка выполнены из фторопласта. 4. Турбодетандер по п.1, отличающийся тем, что лабиринтное уплотнение выполнено трехсекционным с камерами подвода и отвода теплового газа между секциями.