ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 06.04.2021
Просмотров: 1453
Скачиваний: 4
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
В
результате
исследования
можно
заключить
,
что
разработанная
методика
определения
диапазона
параметров
рабочего
тела
позволяет
выбирать
исходные
характеристики
для
создания
турбины
,
рабочим
телом
которой
является
водород
.
Таблица
2
Интегральные
газодинамические
характеристики
ступеней
Первая
ступень
Последняя
ступень
Параметр
радиально
-
осевая
осевая
осевая
Массовый
расход
,
кг
/
с
1,075
1,067
1,048
Степень
понижения
полного
давления
1,64554 1,24047 1,52934
Абсолютный
угол
выхода
потока
(
от
осевого
направления
),
град
2,25 -0,2 -2,59
Потери
кинетической
энергии
, %
9,3 11,46 8,01
Потери
кинетической
энергии
с
выходной
скоростью
, %
2,3 3,35 4,33
Внутренний
КПД
, %
90,7
88,34
91,99
Мощность
ступени
,
кВт
970,062
417,863
451,376
Выполненный
анализ
термогазодинамических
параметров
водородного
турбодетандера
позволил
определить
диапазон
изменения
частоты
вращения
ротора
,
конструктивные
особенности
и
геометрические
характеристики
сопловых
и
рабочих
лопаток
.
На
основании
расчетов
установлено
,
что
минимальная
высота
лопаток
для
турбодетандеров
промышленного
назначения
может
быть
принята
равной
10
мм
,
что
потребует
применения
парциальных
ступеней
в
турбине
.
На
рис
. 4
представлена
визуализация
течения
по
средним
сечениям
в
двух
плоскостях
,
а
в
табл
. 2
даны
интегральные
газодинамические
характеристики
последней
ступени
турбодетандера
.
Из
представленных
результатов
следует
,
что
в
предложенной
проточной
части
наблюдается
удовлетворительная
картина
обтекания
потоком
водорода
лопаточных
аппаратов
,
а
ступень
имеет
достаточно
высокие
интегральные
аэродинамические
характеристики
как
по
уровню
потерь
кинетической
энергии
и
внутреннего
КПД
,
так
и
по
степени
понижения
полного
давления
.
Для
совершенствования
технико
-
экономических
характеристик
ожижения
водорода
показана
возможность
применения
термохимической
технологии
сжатия
рабочего
тела
в
водородоожижительных
установках
,
работающих
с
турбодетандерным
расширением
потока
.
С
целью
обеспечения
высокого
аэродинамического
совершенства
последней
ступени
предложен
вариант
конструкции
с
переменным
по
высоте
профилем
лопатки
и
определены
ее
основные
характеристики
.
Полученные
данные
позволят
сформировать
конструктивный
облик
турбодетандера
высокого
давления
с
уровнем
суммарного
внутреннего
КПД
90 %.
Суммарное
число
ступеней
в
расширительной
машине
необходимое
для
обеспечения
понижения
давления
от
15,0
МПа
до
0,3
МПа
,
будет
составлять
от
5
до
19.
На
основании
результатов
профилирования
элементов
проточной
части
водородного
турбодетандера
,
полученных
с
использованием
данных
расчетно
-
теоретического
исследования
трехмерных
вязких
течений
,
проведен
сравнительный
8’2012
80
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
анализ
режимных
и
конструктивных
характеристик
входных
радиально
-
осевой
и
осевой
ступеней
турбомашины
,
установлено
термодинамическое
преимущество
радиально
-
осевого
варианта
конструкции
.
а
)
б
)
в
)
Рис
. 4.
Изолинии
давления
и
векторы
скорости
в
последней
ступени
:
а
–
среднее
сечение
в
меридиональной
плоскости
;
б
–
среднее
сечение
канала
НА
;
в
–
среднее
сечение
канала
РК
Список
литературы
: 1.
Абрамов
,
Ю
.
А
.
Системы
хранения
и
подачи
водорода
на
основе
твердых
веществ
для
бортовых
установок
[
Текст
] /
Ю
.
А
.
Абрамов
,
В
.
И
.
Кривцова
,
В
.
В
.
Соловей
. –
Харьков
:
Фолио
, 2002. – 369
с
.
2.
Соловей
,
В
.
В
.
Металлогидридные
энерготехнологии
.
Проблемы
и
перспективы
[
Текст
] /
В
.
В
.
Соловей
,
Ю
.
Ф
.
Шмалько
,
М
.
В
.
Лотоцкий
//
Проблемы
машиностроения
. – 1999. –
№
1. –
С
. 115-132.
3.
Русанов
,
А
.
В
.
Математическое
моделирование
нестационарных
газодинамических
процессов
в
проточных
частях
турбомашин
[
Текст
] /
А
.
В
.
Русанов
,
С
.
В
.
Ершов
. –
Харьков
:
ИПМаш
НАН
Украины
, 2008. – 275
с
.
4.
Бойко
,
А
.
В
.
Аэродинамический
расчет
и
оптимальное
проектирование
проточной
части
турбомашин
[
Текст
] /
А
.
В
.
Бойко
,
Ю
.
Н
.
Говорущенко
,
С
.
В
.
Ершов
[
и
др
.]. –
Харьков
,
НТУ
«
НПИ
», 2002. – 356
с
.
5.
Русанов
,
А
.
В
.
Метод
аналитического
профилирования
лопаточных
венцов
проточных
частей
осевых
турбин
[
Текст
] /
А
.
В
.
Русанов
,
Н
.
В
.
Пащенко
,
А
.
И
.
Косьянова
//
Восточно
-
Европейский
журнал
передовых
технологий
. – 2009. –
№
2/7(38). – C. 32-37.
©
Русанов
А
.
В
.,
Соловей
В
.
В
.,
Голощапов
В
.
Н
., 2012
Поступила
в
редколлегию
08.02.12
8’2012
81
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
УДК
621.438.2
С
.
М
.
ВАНЕЕВ
,
канд
.
техн
.
наук
;
доц
.
Сумского
государственного
университета
;
В
.
В
.
ГЕТАЛО
,
аспирант
Сумского
государственного
университета
;
С
.
К
.
КОРОЛЕВ
,
с
.
н
.
с
.
ПАО
«
Сумское
НПО
им
.
М
.
В
.
Фрунзе
»
ИССЛЕДОВАНИЕ
СТРУЙНО
-
РЕАКТИВНОЙ
ТУРБИНЫ
ДЛЯ
ТУРБОДЕТАНДЕРНОГО
АГРЕГАТА
В
работе
приведены
некоторые
результаты
экспериментальных
исследований
струйно
-
реактивной
турбины
,
построенные
на
основе
зависимостей
частоты
вращения
струйно
-
реактивной
турбины
на
холостом
ходу
и
пускового
момента
от
давления
на
входе
в
турбину
.
Также
статья
содержит
обработанные
графики
,
иллюстрирующие
отклонение
характеристик
работы
турбины
от
расчетных
из
-
за
наличия
волнового
кризиса
и
подход
к
определению
наличия
волнового
кризиса
с
помощью
критического
числа
Маха
.
В
роботі
наведені
деякі
результати
експериментальних
досліджень
струминно
-
реактивної
турбіни
,
побудованих
на
основі
залежностей
частоти
обертання
струминно
-
реактивної
турбіни
на
холостому
ході
та
пускового
моменту
від
тиску
на
вході
в
турбіну
.
Також
стаття
містить
оброблені
графіки
,
які
ілюструють
відхилення
характеристик
від
розрахункових
через
роботу
турбіни
у
зоні
хвильової
кризи
та
підхід
до
визначення
наявності
хвильової
кризи
за
допомогою
критичного
числа
Маха
.
Certain results of experimental researches are presented in the article, which are constructed on base dependence
between rotating frequency of jet-reactive turbine at no-load mode and input pressure. Also the article contains
processed charts, which are illustrate the deviation from the calculated characteristics of the turbine due to the
work in the «wave crisis» area and design procedure for determining the presence «wave crisis» through the
critical Mach number.
Проблема
и
ее
связь
с
научными
и
практическими
заданиями
.
В
настоящее
время
в
мире
решение
проблемы
энергосбережения
всеми
возможными
путями
является
актуальной
и
первоочередной
задачей
.
Одним
из
путей
решения
этой
задачи
является
использование
(
утилизация
)
вторичных
и
бросовых
энергоресурсов
.
Один
из
способов
подготовки
газа
на
месторождениях
является
применение
установок
низкотемпературной
сепарации
(
НТС
),
холод
в
которых
возникает
в
результате
дросселирования
газа
.
С
точки
зрения
термодинамики
процесс
дросселирования
является
неэффективным
;
гораздо
более
эффективной
альтернативой
является
процесс
расширения
газа
в
турбине
и
получения
дополнительной
энергии
,
которую
можно
использовать
для
привода
каких
-
либо
машин
(
насосов
,
компрессоров
,
вентиляторов
)
или
преобразовать
в
электрическую
энергию
с
помощью
генератора
.
Для
подобного
использования
может
быть
предложена
струйно
-
реактивная
турбина
(
СРТ
).
Обладая
такими
качествами
как
:
простота
конструкции
,
технологичность
изготовления
,
относительная
дешевизна
,
надежность
и
безопасность
в
эксплуатации
,
СРТ
является
серьезным
конкурентом
лопастным
и
винтовым
турбинам
в
этой
области
.
Схема
струйно
-
реактивной
турбины
,
применяемой
в
турбодетандерных
агрегатах
,
показана
на
рис
. 1.
Конструктивно
СРТ
очень
проста
.
Она
содержит
ротор
‚
состоящий
из
полого
вала
и
рабочего
колеса
‚
выполненного
в
виде
одной
‚
двух
или
более
радиальных
сопловых
трубок
‚
консольно
закрепленных
(
приваренных
)
на
валу
‚
на
свободном
конце
которых
имеются
тангенциально
направленные
тяговые
сопла
.
Полости
вала
и
сопловых
трубок
соединены
и
образуют
непрерывный
газовый
тракт
от
8’2012
82
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
торцевого
входа
в
осевой
канал
вала
до
тягового
сопла
.
Рабочее
колесо
может
быть
выполнено
также
в
виде
диска
с
внутренними
радиальными
каналами
.
СРТ
в
данном
исполнении
‚
в
отличие
от
лопаточных
турбин
‚
вообще
не
имеет
быстроизнашиваемых
каких
-
либо
контактных
или
малозазорных
лабиринтных
уплотнений
.
Газ
подводится
по
оси
вала
посредством
питающего
(
подводящего
)
сопла
‚
которое
может
быть
регулируемым
‚
расположенным
с
достаточно
большим
осевым
зазором
по
отношению
к
входному
торцу
вала
(
до
0,5–0,7
мм
).
Если
отношение
давлений
на
турбине
сверхкритическое
,
то
в
цилиндрической
части
осевого
канала
поток
переходит
через
скачок
уплотнения
на
дозвуковую
скорость
‚
затем
в
диффузоре
‚
расположенном
после
цилиндрического
канала
‚
поток
тормозится
и
далее
движется
по
тракту
с
небольшой
скоростью
до
тягового
сопла
‚
из
которого
вытекает
со
звуковой
или
сверхзвуковой
скоростью
‚
образуя
реактивную
силу
тяги
и
крутящий
момент
на
валу
турбины
.
Рис
. 1.
Схема
нереверсивной
струйно
-
реактивной
турбины
Таким
образом
,
в
СРТ
происходит
преобразование
потенциальной
энергии
сжатого
газа
в
кинетическую
энергию
сверхзвуковой
струи
,
истекающей
из
тягового
сопла
.
При
этом
эффективность
процесса
преобразования
и
,
следовательно
,
эффективность
(
КПД
)
турбины
в
целом
возрастает
с
ростом
давления
и
температуры
рабочего
тела
перед
тяговым
соплом
.
В
связи
с
этим
подвод
рабочего
тела
к
тяговому
соплу
должен
осуществляться
с
наименьшими
потерями
.
Геометрические
размеры
и
соотношения
элементов
проточной
части
определяются
с
учетом
минимизации
потерь
энергии
в
этих
элементах
.
Анализ
исследований
и
публикаций
.
Прообразом
струйно
-
реактивной
турбины
является
изобретенное
в
1750
г
.
венгерским
ученым
Сегнером
турбинное
колесо
,
названное
в
его
честь
.
Теория
СРТ
(
сегнерова
колеса
)
рассмотрена
в
ряде
работ
[
1–5
]
.
В
работе
[
3
]
,
исследован
изоэнтропный
процесс
течения
газа
в
проточной
части
СРТ
и
влияние
различных
геометрических
параметров
турбины
на
движущий
момент
,
т
.
е
.
момента
на
валу
турбины
без
учета
момента
аэродинамического
сопротивления
вращению
.
В
работе
[
1
]
сопротивление
вращению
учитывается
коэффициентом
,
в
котором
не
отражено
взаимное
влияние
плеч
ротора
СРТ
при
вращении
,
потери
на
трение
в
8’2012
83
ЕНЕРГЕТИЧНІ
ТА
ТЕПЛОТЕХНІЧНІ
ПРОЦЕСИ
Й
УСТАТКУВАННЯ
газовом
тракте
принимаются
равными
(10–20) %
от
величины
момента
,
полученного
при
изоэнтропном
процессе
течения
в
газовом
тракте
турбины
,
утечки
рабочего
тела
не
учитываются
.
В
работе
[
2
]
сделана
попытка
определить
КПД
СРТ
,
но
при
этом
не
учитываются
:
взаимное
влияние
плеч
ротора
СРТ
при
вращении
,
утечки
газа
,
потери
энергии
в
газовом
тракте
ротора
от
возможных
скачков
уплотнений
.
В
работе
[
5
]
исследуются
характеристики
СРТ
исходя
из
уравнения
Эйлера
для
турбомашин
;
при
этом
рассматривается
идеальная
турбина
:
без
утечек
,
потерь
в
газовом
тракте
и
потерь
от
вращения
ротора
в
окружающей
среде
.
Более
детально
исследуется
СРТ
в
работах
[
6–8
]
,
в
которых
проведен
широкий
комплекс
теоретических
и
экспериментальных
исследований
как
на
исследовательских
стендах
,
так
и
в
составе
привода
шарового
крана
DN 500 PN 80.
Теоретическими
и
экспериментальными
исследованиями
подтверждена
эффективность
применения
диффузорного
элемента
в
осевом
канале
вала
СРТ
.
В
качестве
критерия
эффективности
СРТ
выбраны
:
для
пускового
режима
–
величина
удельного
пускового
момента
(
удельной
тяги
);
для
рабочего
режима
–
относительный
внутренний
(
изоэнтропный
)
КПД
.
Постановка
задачи
.
Согласно
структуре
потерь
и
КПД
струйно
-
реактивной
турбины
,
изложенной
в
работе
[9],
доля
основных
видов
потерь
,
указанных
на
рис
. 2 (
потери
на
гидравлическое
сопротивление
по
длине
газового
тракта
ротора
ζ
г
,
включая
потери
на
скачке
уплотнения
при
сверхзвуковом
входе
струи
в
тракт
;
потери
,
обусловленные
наличием
зазора
между
торцом
вала
и
срезом
питающего
сопла
ζ
ут
,
а
также
обусловленные
вращением
ротора
в
среде
вязкого
газа
ζ
с
.
в
.
;
потери
с
выходной
скоростью
ζ
дин
)
различна
и
зависит
от
скорости
вращения
ротора
СРТ
.
При
высоких
скоростях
вращения
ротора
определяющим
фактором
понижения
эффективности
работы
турбины
является
аэродинамическое
сопротивление
вращению
ротора
СРТ
в
окружающей
среде
(
рис
. 2).
Рис
. 2.
Зависимость
относительных
величин
потерь
энергии
от
приведенной
окружной
скорости
ротора
8’2012
84