книги из ГПНТБ / Зайдель Р.Р. Турбодетандеры кислородных установок

ня мала. Поэтому поршневой детандер трудно осуществить для

значительного объемного /расхода. Кроме того, при большом удельном объеме и низкой температуре расширяемого газа

поршневой детандер не может быть осуществлен с высоким

к. п. д.

Во-первых, при низких температурах на входе применение какой-либо смазки для поршня исключается. Применение же

несмазываемых поршней с зазором между поршнем и цилинд­

ром неизбежно снижает к. и. д.

Во-вторых, из-за предварения выпуска фактическое давление конца расширения в цилиндре выше противодавления, что при небольшой степени понижения давления, какое имеет место при циклах низкого давления, приводит к снижению к.'п.д.

Затем при большом удельном объеме газа возрастает отно­

сительная величина потерь в клапанах. Наконец, при большом

удельном объеме, вследствие малого значения объемной тепло­ емкости, возрастает относительная величина потерь от тепло-

притока (внешнего и трения уплотнений). Особенно сильно воз­ растают потери, как показывает опыт [26], в случае, когда рас­

ширяемый газ начинает конденсироваться внутри машины. Это объясняется как наступающими при этом гидравлическими уда­

рами, так и непомерным увеличением холод©потерь, поскольку,

как известно, при конденсации теплообмен протекает с исклю­

чительно высокими значениями коэффициента теплоотдачи.

В детандерах турбинного типа этих недостатков нет. Про­

точная часть турбины не имеет трущихся частей и потому не нуждается в смазке.

Это обстоятельство благоприятно, как для надежной работы воздухоразделительного аппарата, так и для исключения за­

грязнений самих продуктов разделения. Затем турбина является машиной непрерывного действия и для нее характерны больпие скорости движения расширяемой среды. Это позволяет

расширить большие объемные расходы в компактных малогаба­ ритных машинах, обладающих малой поверхностью, что, в свою

очередь, уменьшает влияние внешнего теплопритока даже в ус­

ловиях конденсации. Наконец, полезное расширение в проточ­

ной части турбины, в противоположность поршневому детандеру,

может быть доведено до заданного противодавления, так что, теоретически, весь располагаемый теплоперепад h0 может1 быть использован для получения работы и эквивалентного количества

холода.

Следовательно, все отмеченные выше недостатки поршневых машин в турбинах отсутствуют. Поэтому детандеры турбинного типа (турбодетандеры), по-видимому, являются наиболее при­

годными в качестве машин для расширения больших количеств

низкотемпературных газов.

Поток в турбодетандерах современных кислородных устано­

вок характеризуется следующими параметрами. Газ на выходе

9

находится в состоянии насыщения при давлении 1,3—1,4 ата.

Этому соответствует температура 80—85° абс и удельный объем

0,17—0,2 м^кг. Весовой расход колеблется в зависимости от

мощности установки от 10 до 1 кг!сек и даже менее. Таким об­

разом, как удельные объемы, так и объемные расходы значи­

тельно меньше, чем в паровых или газовых турбинах. В то же

время степень понижения давления е=ро/р2 относительно вы­ сокая и равна примерно пяти.

С другой стороны, вследствие низкой температуры распо­

лагаемый теплоперепад невелик и при упомянутой степени по­

нижения давления составляет приблизительно hQ=8 4-10 ккал/кг.

Как следует из дальнейшего, для такого теплоперепада необ­

ходимая периферическая скорость может быть достигнута в од­ ном колесе. Поэтому, учитывая чисто конструктивные трудно­

сти, связанные с низкими температурами, турбодетандер разви­ вался, в основном, как одноколесная машина, т. е. как турбина

с одной ступенью.

Следует однако подчеркнуть, что из-за малого объем­

ного расхода, большой плотности и относительно высокой сте­ пени понижения давления расширяемого газа обычные турбин­

ные аксиальные ступени оказались малопригодными для рас­ ширения с малыми потерями при одноступенчатом решении [7].

Более пригодной для осуществления в этих условиях эффек­

тивной одноступенчатой конструкции оказалась радиальная центростремительная ступень.

Теория, расчет и конструкция центростремительных турбо­ детандеров, в основном применяемых в современных кислород­

ных установках, и составляет содержание этой книжки.

§ 2. ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ЦЕНТРОСТРЕМИТЕЛЬНОГО ТУРБОДЕТАНДЕРА

Работа центростремительного турбодетандера, как и всякой

лопастной машины, основана на явлении изменения. момента количества движения потока при протекании через определен­ ным образом выполненные каналы вращающегося колеса.

Основными элементами центростремительного турбодетанде­

ра (фиг. 3) являются: система неподвижных сопел /, обра­

воронку 6, газ выходит из турбодетандера через отводящий пат­ рубок 7.

10

и тем самым поток перед входом в рабочее колесо приобретает

определенную абсолютную скорость щ и определенное количе­

ство движения. Чтобы поток обладал моментом количества дви­ жения по отношению к оси вращения колеса, необходимо, чтобы

скорость ci имела окружную составляющую. В этих целях сопла

устанавливаются под острым углом а]к по отношению к каса­ тельной периферической окружности колеса. Выходные кромки

энергию потока в механическую энергию на валу. Поток по­ ступает в колесо с абсолютной скоростью Ci и вытекает с абсо­

лютной скоростью с2. При протекании потока через каналы ко­ леса происходит его дальнейшее расширение до давления р2,

при этом абсолютная скорость непрерывно изменяется по ве­ личине и направлению.

Чтобы энергия потока могла быть передана лопастям коле­ са, необходимо, чтобы момент количества движения потока на

выходе был меньше, чем на входе. Это достигается определен­

ным сочетанием между формой межлопастных каналов колеса и скоростью его вращения. В частности, в этих целях лопасти на выходе загибаются в направлении, противоположном направ­ лению вращения на угол р2.

Вследствие уменьшения момента количества движения при

протекании через колесо, поток развивает вращающий момент

и, таким образом, при вращении колеса располагаемая удель­ ная энергия газа за вычетомпотерь превращается во внешнюю

механическую работу, которая снимается с вала турбодетан-

дера.

Конструктивно рабочие колеса центростремительных турбо-

и колесом больше давления р2 за колесом, то для уменьшения утечки газа между рабочим колесом и корпусом устанавли­

а значит и высоких окружных скоростей поверхностей, подле­ жащих уплотнению, применение уплотнений сальникового типа,

т. е. уплотнений, основанных на трении между движущейся по­ верхностью и неподвижным уплотняющим веществом, затруд-

12

нено. Поэтому в турбодетандерах обычно применяются бескон­ тактные уплотнения. Наиболее часто применяется бесконтактное уплотнение лабиринтового типа (см. § 14).

§ 3. ОСНОВНЫЕ понятия

Абсолютное и относительное движения, треугольник скоростей, безударный вход

Каналы рабочего колеса находятся в переносном враща­

тельном движении, поэтому скорости и траектории потока в ра­

бочем колесе различны с точки зрения неподвижного наблюда­

теля и наблюдате­

ля, движущегося вместе с колесом,

поскольку послед­

ний видит относи­

тельное движение

потока, в то время как первый видит абсолютное движе­ ние.

Фиг. 6. Треугольник ско­ Фиг. 7. Скорости на входе и выходе из колеса. ростей.

Если вектор,окружной скорости любой точки канала обозна­

тельной скорости; обозначим его через 0. Важную роль при изу­

чении турбомашин играют треугольники, относящиеся к скоро­

13

стям потока непосредственно на входе в колесо и непосредст­

вимся также отсчет углов ai и pi на входе вести от положитель­ ного направления окружной скорости, а углов аг и [Зг на выхо­ де от обратного направления окружной скорости. При этих условиях элементы треугольников скоростей обозначатся так,

как это показано на фиг. 7.

В случае, когда поток поступает под углом Pi, отличающимся

от угла установки лопасти на входе, то -наблюдается отрыв по­ тока от входных кромок, незаполнение межлопаточного канала

с последующим расширением. Все это связано с потерями, во

избежание которых направление входной кромки лопасти дол­ жно совпадать с направлением Pi относительной скорости аь на входе (условие так называемого «безударного входа»).

Потери и коэффициент полезного действия

Одна из основных задач конструирования детандера заклю­ чается в том, чтобы расширение газа происходило с возможно

меньшими потерями.

В турбодетандере возникают следующие потери: потеря с выходной скоростью; гидравлические потери при течении в соп­

лах; гидравлические потери при течении в каналах колеса; ди­ сковые потери; потери от утечки.

Потеря с выходной скоростью обусловлена тем, что для вы­ хода газа из колеса он должен обладать какой-то абсолютной

скоростью сг (фиг. 7), а следовательно, и определенной кинети­ ческой энергией. Эта энергия в одноступенчатом турбодетандере не может быть использована и в отводящем трубопроводе пре­

вращается в тепло. Эту потерю обычно называют потерей с вы­ ходной скоростью.

Гидравлические потери в соплах и каналах колеса обуслов­

лены вязкостью газа, изменением сечений и направления потока по тракту проточной части.

Перечисленные три потери: потеря с выходной скоростью,

проточной части, то получим работу, переданную потоком ло­

Остальные потери возникают вне проточной части.

14

Дисковые потери возникают в пространстве между непо­ движным корпусом и вращающимся колесом. Они обусловлены трением наружных поверхностей дисков о газ. Энергия диско­ вого трения превращается в теплоту, вследствие чего теплосо­

держание газа на выходе из турбодетандера выше, чем если б дисковое трение отсутствовало.

Энергия дискового трения зависит от диаметра колеса, его периферической окружной скорости, удельного веса и коэффи­

через лабиринтовое уплотнение колеса помимо его каналов. Не

расширяясь в колесе, утекающий газ, естественно, не понижает своего теплосодержания. Смешиваясь в дальнейшем с расши­

рившейся в колесе основной массой газа, он повышает его теп­

лосодержание.

В конечном итоге теплосодержание газа на выходе выше,

чем если б утечка отсутствовала.

Величина утечки зависит от состояния газа перед уплотне­ нием, давления за уплотнением, диаметра и конструкции уплот-.

нения. О расчете потерь утечки через лабиринтовое уплотнение см. § 14.

Вычтя из удельной работы на лопастях Ьл дисковую потерю и потерю от утечки, получаем внешнюю работу L, отданную

валу колеса. Как уже указывалось, из закона сохранения энер­

гии следует, что при отсутствии теплообмена с внешней средой величина L эквивалентна фактическому теплопадению потока в

детандере, рассмотренному выше.

Поэтому в случае отсутствия теплообмена с внешней средой

можно также к. п. д. турбодетандера записать:

только с турбомашинами к к. п.д, турбодетандера предъявляют исключительно высокие требования. К. п. д. современных турбо­

детандеров в зависимости от параметров потока равен 0,7—0,83.

Уравнение Эйлера

Удельная работа на лопастях зависит от изменения момента

количества движения потока, проходящего через рабочее ко­

15

лом cii к периферической скорости «1 колеса. Следовательно,

относительно оси вращения колеса поток обладает моментом количества движения G cos щ c^g. На расстоянии- г2 поток

стекает с выходных кромок лопастей колеса, имея среднюю аб­

солютную скорость с2, наклоненной под углом а2 к обратному

направлению окружной скорости «2- Поэтому момент количе­

ства движения потока на выходе равен G cos a2c2r2/g.

На основании известной из механики теоремы момента ко­ личества движения следует, что независимо от физических

свойств расширяемой среды и от того, каким путем протекает

поток внутри колеса, воздействующий на лопасти колеса мо­

g

Если колесо вращается с постоянной угловой скоростью <о,

то поток на лопастях рабочего колеса развивает мощность:

а, следовательно, работа, отдаваемая 1 кг расширяемого газа

лопастям рабочего колеса, т. е. удельная работа на лопастях:

Это уравнение впервые дано Эйлером и носит его имя. Оно показывает, что удельная работа на лопастях, независимо от

природы расширяемого газа и явлений, происходящих в кана­

лах колеса, определяется картинами скоростей на входе и вы­

ходе из колеса. Точнее, окружными скоростями колеса и окруж­

ными составляющими абсолютных скоростей потока на входе

и выходе. Поэтому, зная скорости потока и колеса на входе и

выходе, можно вычислить удельную работу Ьл.

§ 4. ПАРАМЕТРЫ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ

Важнейшими параметрами, характеризующими тип проточ­ ной части центростремительного турбодетандера, от которых в основном зависит его к. п. д., являются следующие безразмер­

ные величины: степень радиальности Vp; степень реактивно­

сти р; коэффициент окружной скорости х.

Степень радиальности (фиг. 7) характеризует от­

ношение диаметра D\ кромок лопастей на входе в колесо (т. е.

периферического диаметра) к диаметру D2 кромок на выходе. Не требует пояснений, что степень радиальности характеризует

также отношение окружных скоростей колеса на входе и вы-

16

его предельного значения, которая, очевидно, при течении без

потерь становится равной:

Найдем зависимость отношения Pi/p0 от степени понижения

>-р=—Цз-.

\А> /

откуда после несложных преобразований следует: k

Г1~felfe-i

Таким же образом нетрудно получить, что отношение

18