Радиальная турбина

Тип турбины

Радиальная турбина — это турбина , в которой поток рабочей жидкости направлен радиально к валу. Разница между осевой и радиальной турбинами заключается в том, как жидкость течет через компоненты (компрессор и турбину). В то время как для осевой турбины ротор «воздействует» потоком жидкости, для радиальной турбины поток плавно ориентирован перпендикулярно оси вращения и приводит турбину в движение так же, как вода приводит в движение водяную мельницу . Результатом является меньшее механическое напряжение (и меньшее термическое напряжение в случае горячих рабочих жидкостей), что позволяет радиальной турбине быть проще, надежнее и эффективнее (в аналогичном диапазоне мощности) по сравнению с осевыми турбинами. Когда дело доходит до высоких диапазонов мощности (выше 5 МВт ), радиальная турбина больше не конкурентоспособна (из-за своего тяжелого и дорогого ротора), и эффективность становится аналогичной эффективности осевых турбин.

Радиальная турбина

Преимущества и проблемы

По сравнению с осевой турбиной , радиальная турбина может использовать относительно более высокое отношение давления (≈4) на ступень с более низкими расходами. Таким образом, эти машины попадают в более низкие диапазоны удельной скорости и мощности. Для высокотемпературных применений охлаждение лопаток ротора в радиальных ступенях не так просто, как в осевых ступенях турбины. Лопатки сопла с переменным углом могут обеспечить более высокую эффективность ступени в радиальной ступени турбины даже при работе вне проектной точки. В семействе водяных турбин турбина Фрэнсиса является очень известной турбиной IFR, которая генерирует гораздо большую мощность с относительно большим рабочим колесом.

Компоненты радиальных турбин

• 
  Радиальная турбинная ступень с 90-градусным потоком внутрь
• 
  Треугольники скоростей для ступени радиальной турбины с внутренним потоком (ИРВ) с консольными лопатками

Радиальная и тангенциальная составляющие абсолютной скорости c ₂ равны c _r2 и c _q2 соответственно. Относительная скорость потока и окружная скорость ротора равны w ₂ и u ₂ соответственно. Угол наклона воздуха на входе лопатки ротора определяется как

${\displaystyle \,\tan {\beta _{2}}={\frac {c_{r2}}{c_{\theta 2}-u_{2}}}}$

Диаграмма энтальпии и энтропии

Состояние застоя газа на входе в сопло представлено точкой 01. Газ адиабатически расширяется в соплах от давления p ₁ до p ₂ с увеличением его скорости от c ₁ до c ₂ . Поскольку это процесс преобразования энергии, энтальпия застоя остается постоянной, но давление застоя уменьшается (p ₀₁ > p ₀₂ ) из-за потерь. Передача энергии, сопровождающаяся процессом преобразования энергии, происходит в роторе.

Диаграмма энтальпии-энтропии для потока через ступень турбины ИБР

Скорость фонтанирования

Опорная скорость (c ₀ ), известная как изэнтропическая скорость, скорость фонтанирования или конечная скорость ступени, определяется как скорость, которая будет получена во время изэнтропического расширения газа между входным и выходным давлениями ступени.

${\displaystyle \,C_{0}={\sqrt {2C_{p}\,T_{01}\,\left(1-\left({\frac {p_{3}}{p_{01}}}\right)^{\frac {\gamma -1}{\gamma }}\right)}}}$

Эффективность этапа

На этом значении работы основана общая статическая эффективность .

${\displaystyle {\begin{aligned}\eta _{\text{ts}}&={\frac {h_{01}-h_{03}}{h_{01}-h_{3ss}}}={\frac {\psi \,u_{2}^{2}}{C_{p}\,T_{01}\left(1-\left({\frac {p_{3}}{p_{01}}}\right)^{\frac {\gamma -1}{\gamma }}\right)}}\end{aligned}}}$

Степень реакции

Относительное падение давления или энтальпии в сопловых и роторных лопатках определяется степенью реакции ступени. Она определяется как

${\displaystyle R={\frac {\text{static enthalpy drop in rotor}}{\text{stagnation enthalpy drop in stage}}}}$

Две величины в скобках в числителе могут иметь одинаковые или противоположные знаки. Это, помимо других факторов, также будет определять значение реакции. Реакция ступени уменьшается по мере увеличения C _θ2 , поскольку это приводит к тому, что большая часть падения энтальпии ступени приходится на сопловое кольцо.

Изменение степени реакции в зависимости от коэффициента расхода и угла воздуха на входе в ротор

Потери на этапе

Работа ступени меньше падения энтальпии изоэнтропической ступени из-за аэродинамических потерь в ступени. Фактическая мощность на валу турбины равна работе ступени за вычетом потерь на трение диска ротора и подшипника.

1. Потери на поверхностное трение и разделение в спиральном и сопловом кольце

   Они зависят от геометрии и коэффициента поверхностного трения этих компонентов.

2. Потери на поверхностное трение и отрыв в каналах лопаток ротора
   Эти потери также определяются геометрией канала, коэффициентом поверхностного трения и отношением относительных скоростей w ₃ /w ₂ . В девяностоградусной ступени турбины IFR потери, возникающие в радиальных и осевых сечениях ротора, иногда рассматриваются отдельно.
3. Потери на трение и разделение в диффузоре
   Они в основном определяются геометрией диффузора и скоростью диффузии.
4. Вторичные потери
   Они возникают из-за циркуляционных потоков, развивающихся в различных проточных каналах, и в основном определяются аэродинамической нагрузкой лопаток. Основными параметрами, определяющими эти потери, являются b ₂ /d ₂ , d ₃ /d ₂ и отношение ступицы к кончику на выходе ротора.
5. Потери от ударов или инцидентов
   При нерасчетной работе в сопловых и роторных лопаточных кольцах возникают дополнительные потери из-за падения на передние кромки лопаток. Эти потери условно называют ударными потерями, хотя они не имеют ничего общего с ударными волнами.
6. Потеря зазора наконечника
   Это происходит из-за обтекания концов лопаток ротора, что не способствует передаче энергии.

Потери в роторе ступени турбины ИБР

Соотношение скорости лопасти и газа

Отношение скорости лопатки к скорости газа можно выразить через конечную скорость изэнтропической ступени c ₀ .

${\displaystyle \,\sigma _{s}={\frac {u_{2}}{c_{0}}}=[2(1+\phi _{2}\cot {\beta _{2}})]^{-{\frac {1}{2}}}}$

для

β ₂ = 90 ^o

σс ≈ _0,707

Изменение эффективности ступени турбины ИФР в зависимости от соотношения скорости лопаток и изэнтропического газа

Радиальные ступени с наружным потоком

В радиальных турбинных ступенях с внешним потоком поток газа или пара происходит от меньших диаметров к большим. Ступень состоит из пары неподвижных и подвижных лопаток. Увеличивающаяся площадь поперечного сечения при больших диаметрах вмещает расширяющийся газ.

Эта конфигурация не стала популярной в паровых и газовых турбинах. Единственная, которая используется чаще, — это турбина двойного вращения типа Ljungstrom . Она состоит из колец консольных лопаток, выступающих из двух дисков, вращающихся в противоположных направлениях. Относительная окружная скорость лопаток в двух соседних рядах по отношению друг к другу высока. Это дает более высокое значение падения энтальпии на ступень.

Безлопастная радиальная турбина Николы Теслы

В начале 1900-х годов Никола Тесла разработал и запатентовал свою безлопастную турбину Теслы . Одной из трудностей с лопастными турбинами являются сложные и высокоточные требования к балансировке и изготовлению лопастного ротора, который должен быть очень хорошо сбалансирован. Лопасти подвержены коррозии и кавитации . Тесла решил эту проблему, заменив лопасти ротора серией близко расположенных дисков. Рабочая жидкость протекает между дисками и передает свою энергию ротору посредством эффекта пограничного слоя или адгезии и вязкости, а не импульса или реакции. Тесла утверждал, что его турбина может реализовывать невероятно высокую эффективность с помощью пара. Не было никаких документальных свидетельств того, что турбины Теслы достигают эффективности, заявленной Теслой. Было обнаружено, что они имеют низкую общую эффективность в роли турбины или насоса. ^[1] В последние десятилетия проводились дальнейшие исследования безлопастных турбин и разработка запатентованных конструкций, которые работают с едкими/абразивными и трудноперекачиваемыми материалами, такими как этиленгликоль, летучая зола, кровь, камни и даже живая рыба. ^[1]

Примечания

1. "Автор, Харикишан Гупта Э. и автор, Шьям П. Кодали (2013). Конструкция и эксплуатация машины Tesla Turbo - обзор современного состояния. Международный журнал передовых транспортных явлений, 2(1), 2-3" (PDF) .

Ссылки

• «Турбины, компрессоры и вентиляторы. 4-е издание» [Автор: SM Yahya; издатель: TATA McGraw-Hill Education (2010)] ISBN 9780070707023 
• «Обзор каскадных данных по вторичным потерям в турбинах» [Автор: Дж. Данхэм; J. Mech Eng Sci., 12, 1970]
• Остерле, Дж. Ф., «Термодинамические аспекты использования газифицированного угля в качестве топлива для систем преобразования энергии», Труды конференции «Frontiers of Power Technology», Университет штата Оклахома, Университет Карнеги-Меллона, Питтсбург, октябрь 1974 г.
• Старки, NE, «Длительный срок службы базовой нагрузки при температуре на входе в турбину 1600°F», ASME J. Eng. Power, январь 1967 г.
• Стаса, Ф.Л. и Остерле, Ф., «Термодинамические характеристики двух электростанций комбинированного цикла, интегрированных с двумя системами газификации угля», ASME J. Eng. Power, июль 1981 г.
• Траенкнер, К., «Процессы газификации пылевидного угля в Рургазе», Trans ASME, 1953.
• Ушияма, И., «Теоретическая оценка производительности газовых турбин в изменяющихся атмосферных условиях», ASME J. Eng. Power, январь 1976 г.
• Янноне, Р.А. и Рейтер, Дж.Ф., «Десять лет цифрового компьютерного управления турбинами внутреннего сгорания», ASME J. Engg. Power, 80-GT-76, январь 1981 г.
• Хьюберт, Ф. В. Л. и др., Большие комбинированные циклы для коммунальных служб, Горение, т. I, Конференция и выставка газовых турбин ASME, Брюссель, май 1970 г.
• Херст, Дж. Н. и Моттрам, А. В. Т., «Интегрированные ядерные газовые турбины», доклад № EN-1/41, Симпозиум по технологии интегрированных первичных контуров для энергетических реакторов, ENEA, Париж, май 1968 г.
• Джексон, А. Дж. Б., «Некоторые будущие тенденции в проектировании авиационных двигателей для дозвуковых транспортных самолетов», ASME J. Eng. Power, апрель 1976 г.
• Кельхофер, Р., «Расчет работы с частичной нагрузкой комбинированных газопаровых турбинных установок», Brown Boveri Rev., 65, 10, стр. 672–679, октябрь 1978 г.
• Кингкомб, Р. К. и Даннинг, С. В., «Исследование конструкции экономичного турбовентиляторного двигателя», документ ASME № 80-GT-141, Новый Орлеан, март 1980 г.
• Майерс, М.А. и др., «Комбинированные циклы газовых и паровых турбин», документ ASME № 55-A-184, 1955.
• Макдональд, К. Ф. и Смит, М. Дж., «Вопросы проектирования турбомашин для атомной электростанции HTGR-GT», ASME J. Eng. Power, 80-GT-80, январь 1981 г.
• Макдональд, К. Ф. и Боланд, К. Р., «Исследования ядерной газовой турбины замкнутого цикла (HTGR-GT) с сухим охлаждением для коммерческой электростанции», ASME J. Eng. Power, 80-GT-82, январь 1981 г.
• Nabors, WM et al., «Прогресс Бюро горнодобывающей промышленности в разработке газотурбинной электростанции, работающей на угле», ASME J. Eng. Power, апрель 1965 г.