Радиальная турбина

Тип турбины

Радиальная турбина – это турбина , в которой поток рабочей жидкости направлен радиально к валу. Разница между осевыми и радиальными турбинами заключается в способе прохождения жидкости через компоненты (компрессор и турбину). В то время как в осевой турбине на ротор «воздействует» поток жидкости, в радиальной турбине поток плавно ориентирован перпендикулярно оси вращения и приводит в движение турбину так же, как вода приводит в движение водяную мельницу . В результате снижается механическое напряжение (и меньше тепловое напряжение в случае горячих рабочих жидкостей), что позволяет радиальной турбине быть более простой, более прочной и более эффективной (в аналогичном диапазоне мощности) по сравнению с осевыми турбинами. В больших диапазонах мощностей (свыше 5 МВт ) радиальная турбина перестает быть конкурентоспособной (из-за тяжелого и дорогого ротора) и эффективность становится такой же, как у осевых турбин.

Радиальная турбина

Преимущества и проблемы

По сравнению с турбиной с осевым потоком , радиальная турбина может использовать относительно более высокую степень сжатия (≈4) на ступень с более низкими скоростями потока. Таким образом, эти машины попадают в более низкие диапазоны удельной скорости и мощности. В условиях высоких температур охлаждение лопаток ротора в радиальных ступенях не так просто, как в осевых ступенях турбины. Лопасти сопла с регулируемым углом могут обеспечить более высокую эффективность ступени радиальной турбины даже при работе за пределами проектной точки. В семействе водяных турбин турбина Фрэнсиса является очень известной турбиной IFR, которая генерирует гораздо большую мощность при относительно большом рабочем колесе.

Компоненты радиальных турбин

• 
  Радиальная ступень турбины с 90-градусным входным потоком
• 
  Треугольники скоростей радиальной ступени турбины с входящим потоком (IFR) 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. Воздушный угол на входе в лопасть несущего винта определяется выражением

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

Диаграмма энтальпии и энтропии

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

Диаграмма энтальпии-энтропии потока через ступень турбины IFR

Скорость излияния

Опорная скорость (c ₀ ), известная как изэнтропическая скорость, скорость фонтанирования или конечная скорость ступени, определяется как скорость, которая будет получена во время изоэнтропического 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 сцены

Суммарно -статический КПД основан на этой величине работы.

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

Степень реакции

Относительное падение давления или энтальпии в сопле и лопатках ротора определяется степенью реакции ступени. Это определяется

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

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

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

Потери сцены

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 сепарационные потери в улитке и сопловом кольце

   Они зависят от геометрии и коэффициента поверхностного трения этих компонентов.

2. Потери на поверхностное трение и отрывные потери в каналах лопаток несущего винта
   Эти потери также определяются геометрией канала, коэффициентом поверхностного трения и соотношением относительных скоростей w ₃ /w ₂ . В 90-градусной ступени турбины IFR потери, возникающие в радиальном и осевом сечениях ротора, иногда учитываются отдельно.
3. Потери на поверхностное трение и сепарационные потери в диффузоре
   Они в основном определяются геометрией диффузора и скоростью диффузии.
4. Вторичные потери
   Они возникают из-за циркуляционных потоков, возникающих в различных каналах потока, и в основном определяются аэродинамической нагрузкой на лопасти. Основными параметрами, определяющими эти потери, являются b ₂ /d ₂ , d ₃ /d ₂ и соотношение ступицы и вершины на выходе ротора.
5. Потери от шока или инцидента
   При нерасчетной работе возникают дополнительные потери в соплах и венцах лопаток ротора из-за падения на передние кромки лопаток. Эту потерю принято называть ударной потерей, хотя она не имеет ничего общего с ударными волнами.
6. Потеря зазора наконечника
   Это связано с обтеканием концов лопаток несущего винта, которое не способствует передаче энергии.

Потери в роторе ступени турбины IFR

Соотношение скорости лезвия и газа

Отношение скоростей лопатки к газу может быть выражено через конечную скорость c ₀ изоэнтропической ступени .

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

для

β ₂ = 90 ^о

σ _с ≈ 0,707

Изменение КПД ступени турбины IFR с соотношением скоростей лопастного и изэнтропического газа

Радиальные ступени с выходящим потоком

В радиальных ступенях турбины с выходящим потоком поток газа или пара происходит от меньшего диаметра к большему. Ступень состоит из пары неподвижных и подвижных лопастей. Увеличивающаяся площадь поперечного сечения при больших диаметрах вмещает расширяющийся газ.

Эта конфигурация не стала популярной среди паровых и газовых турбин. Единственная, которая используется чаще, - это турбина двойного вращения Люнгстрема . Он состоит из колец консольных лопастей, выступающих из двух дисков, вращающихся в противоположных направлениях. Относительная окружная скорость лопаток двух соседних рядов относительно друг друга 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 лопаточных турбин являются сложные и очень точные требования к балансировке и изготовлению лопаточного ротора, который должен быть очень хорошо сбалансирован. Лопасти подвержены коррозии и кавитации . Тесла решил эту проблему, заменив лопасти ротора рядом близко расположенных дисков. Рабочая жидкость течет между дисками и передает свою энергию ротору за счет эффекта пограничного слоя или адгезии и вязкости, а не за счет импульса или реакции. Тесла заявил, что его турбина может обеспечить невероятно высокий КПД за счет пара. Не было никаких документальных свидетельств того, что турбины Теслы достигли заявленной Тесла эффективности. Было обнаружено, что они имеют низкий общий КПД в роли турбины или насоса. ^[1] В последние десятилетия проводились дальнейшие исследования безлопастных турбин и разработка запатентованных конструкций, которые работают с коррозионно-абразивными и трудно перекачиваемыми 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). Проектирование и эксплуатация турбомашины Tesla - современный обзор. Международный журнал передовых транспортных явлений, 2 (1), 2- 3 дюйма (PDF) .

Рекомендации

• «Турбины, компрессоры и вентиляторы 4-е издание» [Автор: С.М. Яхья; издатель: TATA McGraw-Hill Education (2010)] ISBN 9780070707023 
• «Обзор каскадных данных о вторичных потерях в турбинах» [Автор: Дж. Данэм; J. Mech Eng Sci., 12, 1970]
• Остерле, Дж. Ф., «Термодинамические соображения при использовании газифицированного угля в качестве топлива для систем преобразования энергии», материалы конференции Frontiers of Power Technology, Университет штата Оклахома, Университет Карнеги-Меллона, Питтсбург, октябрь 1974 г.
• Старки, штат Невада, «Долгий срок службы при базовой нагрузке при температуре на входе в турбину 1600°F», ASME J. Eng. Пауэр, январь 1967 г.
• Стаса, Флорида и Остерле, Ф., «Термодинамические характеристики двух электростанций с комбинированным циклом, интегрированных с двумя системами газификации угля», ASME J. Eng. Пауэр, июль 1981 г.
• Траенкнер, К., «Процессы газификации пылеугольного газа в Рургазе», Trans ASME, 1953.
• Усияма И., «Теоретическая оценка производительности газовых турбин в различных атмосферных условиях», ASME J. Eng. Пауэр, январь 1976 г.
• Янноне Р.А. и Ройтер Дж.Ф. «Десять лет цифрового компьютерного управления турбинами внутреннего сгорания ASME J. Engg. Мощность, 80-ГТ-76, январь 1981 г.
• Хьюберт, Ф.В.Л. и др., Большие комбинированные циклы для коммунальных предприятий, Сжигание, Vol. I, конференция и выставка газовых турбин ASME, Брюссель, май 1970 г.
• Херст, Дж.Н. и Моттрам, AWT, «Интегрированные ядерные газовые турбины», Документ № EN-1/41, Симпозиум по технологии интегрированных первичных цепей энергетических реакторов, ENEA, Париж, май 1968 г.
• Джексон, AJB, «Некоторые будущие тенденции в проектировании авиационных двигателей для дозвуковых транспортных самолетов», ASME J. Eng. Пауэр, апрель 1976 г.
• Кельхофер Р., «Расчет для работы с частичной нагрузкой комбинированных газопаровых турбин», Brown Boveri Rev., 65, 10, стр. 672–679, октябрь 1978 г.
• Кингкомб Р.Ц. и Даннинг С.В., «Проектирование экономичного турбовентиляторного двигателя», документ ASME № 80-GT-141, Новый Орлеан, март 1980 г.
• Майерс, М.А. и др., «Комбинированные циклы газовой и паровой турбины», документ ASME № 55-A-184, 1955 г.
• Макдональд, К.Ф. и Смит, М.Дж., «Аспекты проектирования турбомашин для атомной электростанции HTGR-GT», ASME J. Eng. Мощность, 80-ГТ-80, январь 1981 г.
• Макдональд, К.Ф. и Боланд, К.Р., «Исследования коммерческой электростанции с сухим охлаждением ядерной газовой турбины замкнутого цикла (HTGR-GT)», ASME J. Eng. Мощность, 80-ГТ-82, январь 1981 г.
• Нэборс, В.М. и др., «Бюро разработки угольных газотурбинных электростанций», ASME J. Eng. Пауэр, апрель 1965 г.