ОБМЕННИК ДАВЛЕНИЯ Российский патент 1999 года по МПК F04F11/02 F02B33/42 

Изобретение относится к обменнику давления для передачи энергии давления от потока жидкости одной жидкостной системы к потоку жидкости второй жидкостной системы, содержащему корпус, с входным и выходным проходом для каждого потока жидкости, и цилиндрический ротор, предусмотренный в корпусе, при этом ротор установлен с возможностью вращения вокруг своей продольной оси и имеет несколько сквозных каналов с отверстием с каждого конца, симметрично расположенных вокруг продольной оси, при этом входной и выходной проходы жидкостных систем формируют пару проходов, которые расположены у каждого конца ротора, причем каналы ротора размещены для соединения с входными и выходными каналами концевых частей таким образом, что в течение вращения ротора они поочередно подводят жидкость под высоким давлением и жидкость под низким давлением из соответствующих систем.

Наряду с иными источниками, из норвежского патента NO-PS 161341, соответствующего патенту США US 4887942, и из норвежского патента NO-PS 168548 известны обменники давления вышеупомянутого типа, в которых ротор размещен с помощью вала, известным способом установленного в торцевой крышке. В большинстве случаев применения обменников давления используются жидкости, имеющие низкую вязкость, например вода. Любые внутренние утечки между зонами высокого давления и низкого давления могут быть эффективно и существенно уменьшены, причем, если уплотняющие поверхности функционируют неудовлетворительно, это приводит к кавитации на выходе, следствием чего является резкое снижение долговечности. Поскольку следует избегать использования динамических и дорогостоящих уплотняющих тел, которые уменьшают надежность, усложняют техническое обслуживание и вызывают резкое трение, то их альтернативой является канавчатое или щелевое уплотнение, которое предполагает его установку с весьма точными допусками, с тем, чтобы применять стандартные и точные опорные компоненты. Последняя концепция также вызывает проблему, связанную с упругой деформацией корпуса, ротора и торцевой крышки при повышенном давлении, причем эта проблема может быть решена лишь частично посредством весьма значительного повышения размеров компонентов.

Кроме того, в упомянутых патентах указаны разделительные стенки в каналах ротора, которые имеют радиальные поперечные сечения с прямыми стенками или стенками в форме противоположных участков или сегментов круга. Первая упомянутая форма неудовлетворительна в отношении усталостной нагрузки в местах крепления из-за упругих деформаций, когда происходит поочередное нагружение высоким и низким давлением, поэтому необходимо придание стенкам увеличенных размеров. Обе формы уменьшают допустимое поперечное сечение потока, а следовательно, и эффективность. На смешение потоков жидкости также оказывает влияние отношение между допустимым поперечным сечением отдельного потока и длиной каналов. В особых случаях применения будет весьма важен уровень шума и в этом отношении описанные поперечные сечения каналов не очень желательны.

В норвежском патенте NO-PS 161341 описана торцевая крышка, которая имеет входной и выходной каналы с большей поверхностью и большим падением давления, чем необходимо, поскольку поток всегда будет турбулентным.

Задача изобретения заключается в создании обменника давления, который лишен вышеупомянутых недостатков.

Характерные особенности обменника давления, выполненного согласно этому изобретению, указаны посредством отличительных признаков, заключенных в приведенных пунктах формулы изобретения.

Ниже изобретение будет описано более подробно со ссылками на чертежи, на которых схематически представлены примеры обменника давления, выполненного согласно изобретению.

На фиг. 1 представлен вид в перспективе варианта осуществления конструкции обменника давления, выполненного согласно изобретению.

На фиг. 2 в перспективе представлен вид компонентов обменника давления, показанного на фиг. 1, но на котором его компоненты отделены друг от друга, причем некоторые из этих компонентов показаны с вырезом.

На фиг. 3 представлена схема, иллюстрирующая силы, которые действуют на ротор во время сквозного течения потока при вращении.

На фиг. 4 представлены возможные оптимальные формы поперечного сечения каналов ротора.

На фиг. 5 представлена схематическая функциональная диаграмма для установки ротора с прямыми каналами.

На фиг. 6 представлено соответствующее распределение гидростатического давления на поверхностях ротора в течение осевого и радиального перемещения из центрального положения.

На фиг. 7 представлена схематическая функциональная диаграмма для установки ротора с каналами, которые имеют противоположные выходы на разных расстояниях в радиальном направлении.

На фиг. 8 представлено соответствующее распределение гидростатического давления на поверхностях ротора в течение аксиального и радиального перемещения из центрального положения.

Как очевидно из фиг. 1, вариант осуществления конструкции обменника давления содержит корпус 2 с концевыми частями 1 и 21 совместно с идентичными пластинами или торцевыми крышками 3, на которые действует давление и которые подсоединены сквозными болтами 4. Корпус 2 имеет центральное отверстие 9 для подачи смазочной жидкости. Кроме того, концевая часть имеет вход 5 для высокого давления и выход 6 для низкого давления. Концевая часть 21 имеет вход 8 для низкого давления и выход 7 для высокого давления.

На фиг. 2 представлены разные компоненты, при этом для расположения и установки ротора 10 используется корпус 2. Ротор 10 имеет канавку 22, которая расположена между концами ротора и совместно со смежными частями корпуса 2 образует центральную или первую подводящую магистраль, в которую через отверстие 9 корпуса 2 заходит смазочная жидкость. Смазочная жидкость преимущественно может представлять собой одну из жидкостей, подвергаемых обмену давления, и течет к концам 11 ротора 10, при этом концы 11 совместно с соответствующими концами корпуса 2 образуют вторую или противоположную магистраль с каждого конца ротора 10. Отвод жидкости из второй магистрали осуществляется через торцевой зазор между ротором и торцевой крышкой со стороны низкого давления. Наружные опорные поверхности 23 ротора выполнены в форме ступенчатой опоры, а внутренние поверхности корпуса обеспечивают весьма малые зазоры, в которых лишь имеется пространство для смазочной пленки. Подобным же образом зазор между торцевыми поверхностями ротора и концевыми деталями обеспечивает аксиальную смазочную пленку и щелевое уплотнение между зонами высокого и низкого давления. Кроме того, на каждом конце корпуса 2 имеется статически уплотняющее O-образное кольцо 12, а также в нем выполнены сквозные отверстия 19 для болтов.

Концевая часть 1 со стороны высокого давления имеет вырез, который открывает внутреннюю сторону подвергаемой действию давления пластины 3 со сквозным отверстием 20 для болта, который воспринимает отделяющие силы. Статическое уплотняющее кольцо 13 определяет внутреннюю зону, которая подвергается действию давления через напорный канал 14, непосредственно соединенный с отверстием 15 высокого давления, тем самым в возможно большой степени уравновешиваются любые деформации вследствие нагрузок, обусловленных действием давления, в аксиальных концевых поверхностях между ротором и концевой частью. Кроме того, требования в отношении предварительного напряжения корпуса будут сведены к минимуму, поскольку фактически все отделяющие силы воспринимаются в подвергаемой действию давления пластине сквозными болтами. Концевые части имеют сквозные отверстия 18 для болтов, а у отверстия 16 низкого давления находится криволинейная раззенковка 17. Назначение этой раззенковки заключается в том, чтобы увеличить отвод жидкости из второй магистрали ротора, а за счет этого повысить разность давлений по опорным поверхностям 23 и функцию гидростатического опирания. Помимо этого, раззенковка также уменьшает возможность прилипания ротора к торцевой крышке за счет присасывания в случае несоосности при пуске. Входные и выходные каналы и отверстия 15 и 16 концевых частей в наибольшей возможной степени сконструированы с поперечными сечениями, перпендикулярными потоку, в форме частей круга.

На фиг. 3 представлены силы, которые действуют на ротор при сквозном течении и вращении, причем на этой фигуре M_r обозначает крутящий момент, который передается от потоков жидкости или источника привода в движение, М_t закручивающий момент, который создается противоположными потоками жидкости, пытающимися повернуть поток в плоскости, проходящей через потоки жидкости. Поэтому естественное положение ротора внутри корпуса и концевых частей асимметричное, несмотря на гидростатические и гидродинамические силы опирания, которые пытаются исправить положение. Это очевидно в наибольшей степени при пуске, поскольку гидродинамические силы обеспечивают эффект лишь тогда, когда достигаются определенные скорости вращения. Действие сил трения проявляется в тот момент, как только устанавливается сквозной поток, хотя вследствие инерции проходит больше времени для обеспечения вращения при работе жидкости. В заданный момент ротор будет максимально несоосен, и со стороны низкого давления градиент давления в зазоре у выходного конца, который пропускает жидкость из второй магистрали к отверстию 16 низкого давления, может оказаться значительно ниже, чем в противоположном зазоре, тем самым вызывая стопорение ротора. Раззенковка 17 противодействует этому посредством доведения до максимума разности гидростатического давления, при этом эффективная длина зазора пропорционально уменьшается, а тем самым пропорционально уменьшаются силы в большинстве воспринимающих зон, где внешние аксиальные поверхности ротора входят в самый тесный контакт с концевыми частями. Этого не происходит на стороне высокого давления, пока поток в зазоре направлен от отверстия высокого давления ко второй магистрали. В случае несоосности будут прилагаться центрирующие силы, причем в зазоре возникает более высокое давление, которое устанавливается в направлении потока. Со стороны низкого давления происходит противоположное, поскольку в случае несоосности давление в зазоре, который имеет увеличивающееся поперечное сечение в направлении потока, будет падать, за счет чего увеличивается несоосность, что приводит к поверхностному контакту.

На фиг. 4 представлены оптимальные поперечные сечения канала для ротора, где (а) - основная конструкция, в которой разделительная стенка 24, подвергающаяся действию давления, выполнена в форме части круга. Конструкция этого типа позволяет свести к минимуму толщину стенки и сопротивление потоку при уменьшении поперечного сечения потока. Разделительная стенка 24, на которую действует давление, поочередно подвергается растяжению и сжатию, а следовательно, ей должны придаваться размеры с учетом усталостной нагрузки в точках крепления, при этом круглая форма обеспечивает наибольшую прочность при наименьшем поперечном сечении. Форма (b) имеет центральное ребро 25, которое уменьшает мертвый объем, неизбежный в канале, и позволяет уменьшить шум от ротора, приводимого во вращение жидкостью, при этом крутящий момент также передается через центральное ребро, а тем самым уменьшается угол атаки, требуемый для обеспечения необходимого подъема. Форма (c) имеет опорную стенку 26, которая уменьшает толщину, необходимую для разделительной стенки 24 и результативно увеличивает эффективное поперечное сечение потока с одновременным уменьшением мертвого объема, требуемого для эффективного отделения жидкостей, которые подвергаются обмену давления.

На фиг. 5 схематически представлено, как гибридная опорная система работает применительно к ротору с противоположными выходами каналов, расположенными через равные интервалы в радиальном направлении, при этом граница концевых частей и корпуса представлена в поперечном сечении в виде внешней границы, а поперечное сечение ротора расположено изнутри с увеличенными зазорами, чтобы представить принципиальную функцию гидростатической установки ротора. Смазочная жидкость подается через отверстие 9 под давлением p0 и течет по направлению к концевой магистрали ротора. Ротор имеет ступень, которая приводит к уменьшению зазора по направлению к каждому концу. Поскольку падение давления пропорционально сопротивлению потока, градиент давления в зазоре будет наивысшим в точке, где зазор наименьший. Это приводит к точкам давления p1 и p2, которые обозначают переход между радиальными градиентами давления и концевой магистралью ротора, находящейся под давлением соответственно p5 и p6. Если допустить, что давление p0 смазки фактически составляет не более HP (высокого давления), жидкость будет течь от каналов высокого давления в концевую магистраль ротора, в которой имеет место равномерное давление по всей периферии. Со стороны низкого давления поток подобным же образом представляет собой радиальный поток, при этом отметки p3 и p4 указывают различие между градиентами давления. Здесь, однако, выпуск жидкости из концевой магистрали ротора осуществляется по направлению к каналам низкого давления. Причем имеют место непрерывные внутренние перетечки жидкости со стороны высокого давления непосредственно к стороне низкого давления через зазор между центральной поверхностью ротора, торцевыми поверхностями каналов ротора, центральными поверхностями концевых частей и уплотняющими поверхностями между отверстиями.

Если ротор расположен симметрично по центру внутри границы, которая определяется корпусом и концевыми частями, имеет силу следующее: p1 = p2 = pЗ = p4 и p5 = p6.

На фиг. 6 показано, как реагирует опорная система, если ротор отклоняется из этого положения. Если на ротор влияет сила, которая перемещает его в направлении к концевой части 1, то зазор здесь будет уменьшаться, в то время как у противоположной концевой части он будет увеличиваться. Это приводит к p5 > p6, поскольку выпуск жидкости требует большего падения давления, когда происходит увеличение сопротивления потоку, и к уменьшению падения давления, требуемого на противоположном конце. Значительная разница градиента давления обеспечивает силу, которая действует в противоположном направлении и которая корректирует осевое положение, пока ротор вновь не займет свое центральное осевое положение. Подобным же образом, в случае отклонения радиального положения, которое может происходить за счет того, что ротор перемещается по направлению к стороне высокого давления, точка давления p1 > pЗ, поскольку отношение между сопротивлением потоку от p1 к p5 и сопротивлением потоку от p0 к p1 увеличивается, в то время как отношение между сопротивлением потоку от p3 к p5 и сопротивлением потоку от p0 к p3 уменьшается. То же самое применимо к p2 > p4, причем в целом эта разница градиентов давления приводит к фактическому усилию, которое противодействует отклонению из симметричного центрального положения.

На фиг. 7 подобным же образом показано, как эта опорная система будет функционировать при расположении ротора с каналами, которые имеют противоположные выходы на разном расстоянии в радиальном направлении. В течение вращения в каналах создается дополнительное давление HP2 - HP1 = LP2 - LP1, которое в общем является умеренным по отношению к HP - LP, при этом оно будет оказывать незначительное влияние на опорную систему такого типа, которая описана применительно к фиг. 5 и 6. Однако, разные интервалы или расстояния между выходами каналов в радиальном направлении приводят к получению противоположных осевых зон, которые подвергаются действию в зазоре разных сил, обусловленных давлением, когда ротор находится в центральном симметричном положении. Это приводит к появлению неуравновешенных результирующих сил, которые вызывают блокировку или несоосность ротора. Поэтому, в качестве компенсации необходимо вводить в концевые части уравновешивающие зоны или области 27 и 28. Эти зоны представляют собой сопряженные зоны, образованные противоположными осевыми выступами отверстий, при этом зазор между ротором и концевыми частями открывает одинаково большие площади, находящиеся под высоким или низким давлением. Для того, чтобы достичь этого, зоны 27 и 28 должны быть выполнены в форме раззенковки в поверхностях концевых частей с глубиной, которая равномерно распределяет давление в отверстии внутри заштрихованной зоны.

На фиг. 8 представлена схема градиентов давления в течение аксиального и радиального перемещений. Она будет иметь фактически такой же характер, что и на фиг. 6, если в конструкцию концевых частей включены вышеупомянутые уравновешивающие зоны 27 и 28.

Обменник предназначен для передачи энергии от одного потока жидкости к другому. Ротор (10) имеет центральную подводящую магистраль (22) для смазочной жидкости и ступенчатообразные опорные поверхности с уменьшенным зазором по направлению к каждому концу. Смазочная среда течет к магистрали (11), находящейся у каждого конца, и через аксиальный зазор - к стороне низкого давления. При перемещении ротора давление в магистрали увеличивается, а на другом конце уменьшается, что приводит к появлению у поверхности зазора силы осевого центрирования. Аналогичным образом ступени радиальных опорных поверхностей (23) создают центрирующую силу, поскольку радиальное перемещение приводит к повышению градиента давления при уменьшении зазора, и к понижению градиента давления - при увеличении зазора. Каналы ротора снабжены криволинейными разделительными стенками (24). Концевые части (1,21) имеют канал (14), соединенный с отверстием (15) высокого давления, воздействующего на ограниченную часть пластины (13) и уравновешивающего деформации. Изобретение обеспечивает уменьшение механических и гидравлических потерь и повышение надежности. 5 з.п.ф-лы, 8 ил.

1. Обменник давления для передачи энергии давления от потока жидкости одной жидкостной системы к потоку жидкости второй жидкостной системы, содержащий корпус (2) и концевые части (1 и 21) с входными и выходными проходами (5, 6 и 7, 8) для каждого потока жидкости, и цилиндрический ротор (10), предусмотренный в корпусе (2), при этом ротор установлен с возможностью вращения вокруг его продольной оси и имеет определенное количество сквозных каналов с отверстием на каждом конце, симметрично расположенных вокруг продольной оси, причем входной и выходной проходы жидкостных систем образуют пары проходов, которые расположены с каждого конца ротора, при этом каналы ротора размещены для соединения с входными и выходными проходами концевых частей таким образом, что в течение вращения ротора они поочередно отводят жидкость под высоким давлением и жидкость под низким давлением из соответствующих систем, отличающийся тем, что часть ротора (10), расположенная между его концами и смежной частью корпуса, образует первую или центральную подводящую магистраль (22) для смазочной среды, ротор (10) непосредственно радиально установлен в корпусе (2) опорными поверхностями (23), которые имеют уменьшенный зазор по направлению к концам ротора и выходят во вторую магистраль (11), образованную между концами ротора (10) и соответствующими концевыми поверхностями корпуса для отвода смазочной среды по направлению к стороне низкого давления и одновременного обеспечения установки в аксиальном направлении, если имеют место разные зазоры между ротором (10) и концевыми частями (1 и 21) в результате осевого перемещения ротора (10). 2. Обменник давления по п.1, отличающийся тем, что концевые части (1 и 21) имеют раззенкованные уравновешивающие зоны (27 и 28), которые определяют по существу идентичные противоположные зоны, причем ротор (10) выполнен с каналами, которые имеют выходы с каждого конца через разные радиальные интервалы. 3. Обменник давления по п.1 или 2, отличающийся тем, что концевые части (1 и 21) имеют криволинейную раззенковку (17) в отверстии (16) низкого давления, которая увеличивает радиальный выпуск жидкости и градиент давления в дополнение к противодействию блокировке ротора в случае несоосности. 4. Обменник давления по п. 1, отличающийся тем, что ротор (10) имеет каналы с криволинейными разделительными стенками (24), находящимися под давлением, и центральное ребро (25) или радиальную опорную разделительную стенку (26). 5. Обменник давления по п.1 или 2, отличающийся тем, что подвергаемая действию давления пластина (3) в каждой концевой части (1 и 21) поглощает отделяющие силы посредством сквозных болтов (4), а внутренний участок, который ограничен статическим уплотняющим кольцом (13), подвергается действию давления через напорный канал (14), который предпочтительно имеет непосредственное соединение с отверстием (15) высокого давления. 6. Обменник давления по п.1, отличающийся тем, что поперечные сечения, перпендикулярные направлению потока в отверстиях высокого и низкого давления (15 и 16), и входных и выходных каналах (5, 6 и 7, 8) предпочтительно состоят из частей круга, площадь которых внутри отверстия изменяется приблизительно как 1 + sinα/2, где α проходит на 90 - 270^o от начальной кромки отверстия до его концевой кромки в направлении потока.