NO180599B - Trykkveksler - Google Patents

Description

Oppfinnelsen angår en trykkveksler til overføring av trykkenergi fra en fluidstrøm til en annen, hvor trykkveksleren omfatter et hus med en innløps-og en utløpskanal for hver fluidstrøm, en rotor som er innrettet til rotasjon om sin lengdeakse, og som har minst én gjennomgående kanal, som forløper fra den ene ende av rotoren til den andre ende, regnet i aksial retning, og vekselvis forbinder innløpskanalen og utløpskanalen for det ene fluid med henholdsvis utløpskanalen og innløpskanalen av det annet fluid og vice versa under rotorens rotasjon.

Fra bl.a. NO-PS nr. 161 341 og nr. 168 548 er det kjent trykkvekslere av den ovennevnte type hvor rotoren er posisjonert ved hjelp av en aksling som har kjent opplagring i et motstående endelokk. I de fleste anvendelser for trykkvekslere blir det benyttet væsker med lav viskositet, f.eks. vann. Intern lekkasje mellom områder med høyt og lavt trykk vil kunne minske virkningsgraden betraktelig og føre til kavitasjon ved utløp dersom tetningsflatene ikke funksjonerer tilfredsstillende, med svært redusert levetid som følge. Hvis bruken av dynamiske og fordyrende tetningsorganer som reduserer driftssik-kerhet, kompliserer vedlikehold og bevirker betydelig friksjon skal unngås, er alternativet en enspaltetetning som medfører produksjon og montering under overholdelse av ekstremt nøyaktige toleranser for å kunne anvende standard presisjonslagerkomponenter. Det sistnevnte konsept er også forbundet med problemer i forbindelse med elastiske deformasjoner av hus, rotor og endelokk ved høyere trykk som bare tildels kan løses ved sterk overdimensjonering av komponenter.

Videre anviser nevnte patenter skillevegger i rotorkanalene som har radiale tverrsnitt med rette vegger eller vegger utformet som motstående partier av sirkelsegmenter. Den førstnevnte form er ugunstig m.h.t. utmattelse i festepunktene på grunn av elastiske deformasjoner ved yekslingg mellom høyt og lavt trykk og krever overdimensjonering. Begge former reduserer det tilgjengelige strømningstverrsnitt og derved virkningsgraden. Blanding av væskestrømmene påvirkes også av forholdet mellom tilgjengelig individuelt strømnings-tverrsnitt og lengden av kanalene. I spesielle anvendelser vil støynivået ha avgjørende betydning og de beskrevne kanaltverrsnitt er i så måte ikke optimale.

NO-PS 161 341 beskriver endelokk som har inn- og utløpspassasjer med større overflate og trykkfall enn nødvendig, idet strømningen alltid vil være turbulent.

Hensikten med oppfinnelsen er å tilveiebringe en trykkveksler som ikke er beheftet med de ovennevnte ulemper.

Det særegne med denne trykkveksleren ifølge oppfinnelsen fremgår av de i kravene angitte, kjennetegnende trekk.

Oppfinnelsen skal i det følgende beskrives nærmere under henvisning til tegningene som skjematisk viser eksempler på en trykkveksler ifølge oppfinnelsen.

Fig. 1 er et perspektivriss av et utførelseseksempel på en trykkveksler

ifølge oppfinnelsen.

Fig. 2 er et perspektivriss av komponentene av den på fig. 1 viste trykkveksler, men hvor dennes bestanddeler er trukket fra hverandre og noen av disse er gjennomskåret. Fig. 3 er et diagram som viser de krefter som virker på en rotor under

gjennomstrømningen av fluid under rotasjon.

Fig. 4 er riss av mulige optimaliserte tverrsnittsformer på rotorkanaler. Fig. 5 viser et skjematisk funksjons-diagram for opplagring av rotoren

med rette kanaler.

Fig. 6 viser korresponderende hydrostatisk trykkfordeling på rotorens

overflater ved aksial og radial bevegelse fra sentral posisjon.

Fig. 7 viser et skjematisk funksjonsdiagram for opplagring av rotoren

med kanaler som har motstående utløp i ulik radial avstand.

Fig. 8 viser korresponderende hydrostatisk trykkfordeling på rotorens overflater ved aksial og radial bevegelse fra sentral posisjon.

Som vist på fig. 1 omfatter et urførelseseksempel på en trykkveksler et hus 2 med endestykker 1 og 21 samt identiske trykk- eller lakkplater 3 som er forbundet med gjennomgående bolter 4. Huset 2 har en sentral åpning 9 for tilførsel av smørefluid. Videre har endestykke 1 innløp 5 for høyt trykk og utløp 6 for lavt trykk. Endelokk 21 har innløp 8 for lavt trykk og utløp 7 for høyt trykk.

Fig. 2 viser de forskjellige komponenter hvor en rotor 10 benytter huset 2 for posisjonering og opplagring. Rotoren 10 har en sentral tilførselmanifold 22 som mottar smørefluid via åpningen 9 i huset 2. Smørefluidet kan fordelaktig være en av væskene som utsettes for trykkvekslingen og strømmer til en motstående manifold 11 i hver ende av rotoren 10. Herfra dreneres manifolden 11 via en endeklaring mellom rotoren og endelokket på lavtrykksiden. Rotorens ytre lagerflater 23 er utformet som et trinnlager og husets indre flater har svært små klaringer som kun gir plass for en smørefilm. Likeledes frembringer en klaring mellom rotorens endeflater og endestykker en aksial smørefilm og spaltetetning mellom områder med høyt og lavt trykk. Videre har huset 2 en statisk tettende O-ring 12 i hver ende samt gjennomgående hull 19 for bolter.

Endestykket 1 har en gjennomskjæring på høytrykksiden som blottlegger innsiden av trykklokket 3 med gjennomgående hull 20 for bolter som opptar separasjonskreftene. En statisk tetningsring 13 avgrenser et indre område som trykksettes via en trykkanal 14 som er direkte forbundet med en høytrykksport 15, slik at eventuelle deformasjoner på grunn av trykkpåkjenninger i de aksielle endeflater mellom rotor og endestykke i størst mulig utstrekning balanseres. Videre vil kravet til forspenning av huset bli minimalt, idet praktisk talt alle separasjonskrefter opptas i trykklokket via de gjennomgående bolter. Endestykket har gjennomgående hull 18 for bolter, og ved lavtrykksporten 16 befinner det seg en bueformet forsenkning 17. Hensikten med denne forsenkning er å øke dreneringen fra manifolden 11 av rotoren, slik at trykkdifferansen over lagerflatene 23 og den hydrostatiske lagerfunksjon økes. I tillegg vil denne forsenkning også redusere muligheten for at rotoren suges fast til endelokket ved skjevstilling under oppstarting. Endestykkenes inn- og utløpspassasjer og portåpningene 15 og 16 er i størst mulig utstrekning utformet med perpendikulære strømningstverrsnitt med form som sirkelsegmenter. Fig. 3 viser de krefter som virker på rotoren under gjennomstrømning og rotasjon, der Mr er et dreimoment som blir tilført fra væskestrømmene eller drivkilden. Mt er et vrimoment som skapes av de motgående væskestrømmer som søker å dreie rotoren i et plan gjennom væskestrømmene. Rotorens naturlige posisjon innenfor huset og endestykkene er derfor asymmetrisk, til tross for hydrostatiske og hydrodynamiske lagerkrefter som søker å korrigere posisjonen. Dette er mest påtagelig under oppstarting fordi de hydrodynamiske krefter først virker etter at et visst turtall er nådd. Friksjons-kreftene virker momentant såsnart en gjennomstrømning er tilstede, mens det på grunn av treghet tar lengre tid å opparbeide rotasjon ved fluiddrift. Rotoren vil da, i et gitt øyeblikk, ha maksimal skjevstilling, og på lavtrykksiden kan da trykkgradienten i spalteklaringen ved utløpsenden, som leder fluid fra manifolden 11 og til lavtrykksporten 16, bli betydelig lavere enn den motstående spalteklaring, og rotoren kan derved fastlåses. Forsenkningen 17 motarbeider dette, idet den hydrostatiske trykkdifferanse maksimaliseres, og den effektive spaltelengde og dermed kreftene reduseres proporsjonalt i det mest følsomme område, hvor rotorens ytre aksielle overflate kommer i nærmest kontakt med endestykke. Dette er ikke tilfelle på høytrykksiden så lenge strømningsretningen i spalten er fra høytrykksporten og til manifolden 11. Ved en skjevstilling vil det bli utøvet sentrerende krefter, idet høyere trykk oppstår i spalten som avgrenses i strømnings-retningen. På lavtrykksiden inntreffer det motsatte, idet ved skjevstilling vil trykket i den spalte som har økende tverrsnitt i strømningsretningen, avta og dermed forsterke skjevstillingen med en overflatekontakt som følge. Fig. 4 viser optimaliserte kanaltverrsnitt for rotoren, der (a) er en prinsipiell utforming hvor trykkskilleveggen 24 er utformet som et sirkelsegment. En slik utforming minimaliserer veggtykkelsen og strømningsmotstanden på grunn av kontraksjon av strømningstverrsnittet. Trykkskilleveggen 24 er vekselvis utsatt for strekk og sammentrykning, og må derfor dimensjoneres med hensyn til utmattelse i festepunktene, og en sirkelform gir derfor størst styrke ved minst tverrsnitt. Form (b) har en midtfmne 25 som reduserer nødvendig dødvolum i kanalen og reduserer støy ved fluiddrevet rotasjon av rotoren, idet et dreimoment tilføres via midtfmnen i tillegg og dermed reduserer den nødvendige angrepsvinkel for å produsere et nødvendig løft. Form (c) har en støttevegg 26 som reduserer den nødvendige veggtykkelse for skille-veggen 24 og dermed øker effektivt strømningstverrsnitt, og samtidig reduserer det nødvendige dødvolum for en effektiv separasjon av de fluider som utsettes for en trykkveksling.

Fig. 5 viser skjematisk hvordan det hybride lagersystem funksjonerer for en rotor med motstående utløp for kanalene i lik radial avstand, idet endestykkenes og husets avgrensning er vist i tverrsnitt som en ytre avgrensning og et tverrsnitt av rotoren er plassert innenfor med overdrevne klaringer for å illustrere den prinsipielle funksjon av den hydrostatiske opplagring av rotoren. Smørefluid tilføres via åpningen 9 med trykk pO og strømmer mot rotorens endemanifold. Rotoren har et trinn som medfører en redusert spalteklaring mot hver ende. Da trykkfallet er proporsjonalt med strømningsmotstanden,

vil trykkgradienten i spalteklaringen være størst på det sted hvor klaringen er minst. Dette leder til trykkpunkter pl og p2 som markerer overgang mellom de radiale trykkgradienter og rotorens endemanifold med trykk henholdsvis p5 og p6. Under den forutsetning at smøretrykket pO ikke er vesentlig større enn HP, vil fluid strømme fra høytrykkskanalene og inn til rotorens endemanifold som har et jevnt trykk over hele periferien. På lavtrykksiden er forløpet

tilsvarende radielt og p3 og p4 markerer skillet mellom trykkgradientene. Men her dreneres rotorens endemanifold mot lavtrykkskanalene. Det er en kontinuerlig intern lekkasje av fluid fra høytrykksiden direkte til lavtrykksiden over spalteklaringen mellom rotorens sentrale overflate, rotorkanalenes endeflater og endestykkenes sentrale overflater og tetningsflater mellom portåpningene.

Dersom rotoren er posisjonert symmetrisk sentralt innenfor avgrensingen som er fastlagt av huset og endestykkene, vil pl = p2 = p3 = p4, og p5 = p6.

Fig. 6 viser hvordan lagersystemet reagerer dersom rotoren avviker fra denne posisjon. Hvis rotoren påvirkes av en kraft som flytter rotoren i retning mot endestykket 1, så vil spalteklaringen minske her mens den vil øke ved det motstående endestykke. Dette fører til at p5 > p6, idet dreneringen trenger større trykkfall ved øket strømningsmotstand, og at nødvendig trykkfall minker i motstående ende. Den betydelige forskjell i trykkgradient produse-rer en kraft som virker i motsatt retning, og som søker å korrigere den aksielle posisjon inntil rotoren igjen har en sentral aksial posisjon. Tilsvarende har en ved radialt posisjonsawik, som kan illustreres ved at rotoren flyt-tes i retning mot høytrykksiden. Dette fører til at trykkpunktet pl > p3, idet forholdet mellom strømningsmotstanden fra pl til p5 og strømnings-motstanden fra pO til pl øker, mens forholdet mellom strømningsmotstanden fra p3 til p5 og strømningsmotstanden fra pO til p3 avtar. Tilsvarende gjelder p2 > p4 og i samlet medfører denne forskjell i trykkgradienter en netto kraft som motvirker radielt avvik fra en symmetrisk sentral posisjon. Fig. 7 viser tilsvarende hvordan dette lagersystem vil kunne funksjonere for posisjonering av en rotor med kanaler som har motstående utløp med ulik radial avstand. Ved rotasjon produseres et tilleggstrykk i kanalene HP2 - HP = LP2 - LP1 som oftest er beskjedent i forhold til HP - LP, og dette vil ha liten innflytelse på et slikt lagersystem som beskrevet i forbindelse med fig. 5 og 6. Men kanalutløpenes ulike radiale avstand medfører motstående aksiale arealer som utsettes for ulike trykk-krefter i spalteklaringene ved en sentral, symmetrisk posisjon av rotoren. Dette medfører ubalanserte resultantkrefter som vil føre til en fastlåsing eller skjevstilling av rotoren. Det er derfor nødvendig å innføre balanseringsarealer eller -områder 27 og 28 i endestykkene som kompensasjon. Arealene representerer komplementærarealer fremkommet ved en motstående aksial projeksjon av portåpninger, slik at rotorens klaring mellom endestykkene utsettes for like store arealer under høytrykk eller lavtrykk. For å oppnå dette må arealene 27 og 28 fremtre som en forsenkning i endestykkenes overflater med en dybde som distribuerer porttrykket jevnt innenfor det skraverte område. Fig. 8 viser et diagram over trykkgradientene ved aksial og radial forflytning. Dette vil hovedsakelig ha samme karakter som i fig. 6 dersom ovennevnte balanseringsarealer 27 og 28 inntas i endestykkenes utførelse.

Claims (6)

1. Trykkveksler til overføring av trykkenergi fra en fluidstrøm av et fluidsystem til en fluidstrøm av et annet fiuidsystem, omfattende et hus (2) og endestykker (1 resp. 21) med en innløps- og en utløpspassasje (5, 6 resp. 8, 7) for hver væskestrøm, og en i huset (2) anordnet, sylinderformet rotor (10) som er innrettet til rotasjon om sin lengdeakse, og som har en rekke gjennomgående kanaler med åpning i hver ende anordnet symmetrisk om lengdeaksen, hvor innløps- og utløpspassasjen av fluidsystemene utgjør passasjepar som er anordnet ved hver sin ende av rotoren, og rotorens kanaler er innrettet til slik forbindelse med endestykkenes innløps- og utløpspassasjer at de under rotorens rotasjon vekselvis leder væske med høyt trykk og væske med lavt trykk av de respektive systemer, karakterisert ved at rotoren (10) har en sentral tilførselsmanifold (22) for smøremedium og direkte radial opplagring i huset (2) via lagerflater (23), som har redusert klaring mot rotorens ender og munner ut i en manifold (11) anbragt i rotorens (10) eller husets (2) endeflater for drenering av smøremedium mot lavtrykksiden og samtidig frembringer aksiell opplagring dersom ulik spalteklaring mellom rotoren (10) og endestykkene (1 resp. 21) oppstår som følge av aksial forflytning av rotoren (10).

2. Trykkveksler som angitt i krav 1, karakterisert ved at endestykkene (1 resp. 21) har forsenkede balanseringsarealer (27- resp. 28) som avgrenser tilnærmet identiske motstående arealer dersom rotoren (10) er innrettet med kanaler som har utløp i hver ende i ulik radiell avstand.

3. Trykkveksler som angitt i krav 1 eller 2, karakterisert ved at endestykkene (1 resp. 21) har en bueformet forsenkning (17) ved en lavtrykksport (16) som øker radiell drenering og trykkgradient, samt motvirker fastlåsing av rotoren ved skjevstilling.

4. Trykkveksler som angitt i krav 1, karakterisert ved at rotoren (10) har kanaler med bueformede trykkskillevegger (24) og i tillegg kan ha en sentral finne (25) eller en radial støttende delevegg (26).

5. Trykkveksler som angitt i krav 1 eller 2, karakterisert ved at et trykklokk (3) i hvert endestykke (1 resp. 21) opptar separasjonskreftene via gjennomgående bolter (4) ved at et indre segment som er begrenset av en statisk tetningsring (13), trykksettes via en trykkanal (14) som fortrinnsvis har direkte forbindelse med en høytrykksport (15).

6. Trykkveksler som angitt i krav 1, karakterisert ved at tverrsnitt perpendikulært av strømningsretningen i høy- og lavtrykksportene (15 resp. 16) og innløps- og utløpspassasjer (5, 6 resp. 8, 7) fortrinnsvis består av sirkelsegmenter hvis areal innenfor portåpningen varierer tilnærmet som (1 + sin@)/2 hvor @ løper 90 - 270 grader fra portåpningens start - til sluttkant regnet i strømretningen.