Радиальная турбина - Radial turbine

А радиальная турбина это турбина в котором поток рабочая жидкость радиально к валу. Разница между осевой Радиальные турбины заключаются в том, как жидкость проходит через компоненты (компрессор и турбину). В то время как для осевой турбины на ротор «воздействует» поток жидкости, для радиальной турбины поток плавно ориентируется перпендикулярно оси вращения, и он приводит в движение турбину так же, как вода приводит в движение двигатель. водяная мельница. Результатом является меньшее механическое напряжение (и меньшее тепловое напряжение в случае горячих рабочих жидкостей), что позволяет радиальной турбине быть более простой, надежной и более эффективной (в аналогичном диапазоне мощности) по сравнению с осевыми турбинами. Когда речь идет о диапазонах большой мощности (более 5 МВт ) радиальная турбина больше не конкурентоспособна (из-за ее тяжелого и дорогостоящего ротора), и эффективность становится аналогичной эффективности осевых турбин.

Радиальная турбина

Преимущества и проблемы

По сравнению с осевая турбина, радиальная турбина может использовать относительно более высокий перепад давлений (≈4) на ступень с более низким расходом. 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 регулируемым углом наклона могут обеспечить более высокий КПД ступени радиальной турбины даже при работе не по расчетной точке. В семействе гидротурбин турбина Фрэнсиса - очень известная турбина IFR, которая вырабатывает гораздо большую мощность с относительно большим рабочим колесом.

Компоненты радиальных турбин

• 

  Радиальная ступень турбины с входным потоком под углом 90 градусов

• 

  Треугольники скорости для ступени турбины с радиальным потоком внутрь (IFR) с консольными лопатками

Радиальная и тангенциальная составляющие абсолютной скорости c₂ c_r2 и c_q2, соответственно. Относительная скорость потока и окружная скорость ротора равны w₂ и ты₂ соответственно. Воздушный угол на входе в лопасти ротора определяется выражением

${displaystyle , an {eta _{2}}={frac {c_{r2}}{c_{ heta 2}-u_{2}}}}$

Диаграмма энтальпии и энтропии

Состояние застоя газа на входе в сопло обозначено точкой 01. Газ адиабатически расширяется в соплах от давления п₁ к п₂ с увеличением его скорости от c₁ к c₂. Поскольку это процесс преобразования энергии, энтальпия торможения остается постоянной, но давление торможения уменьшается (p₀₁ > p₀₂В роторе происходит передача энергии, сопровождающаяся процессом преобразования энергии.

Энтальпийно-энтропийная диаграмма потока через ступень турбины IFR

Скорость выброса

Контрольная скорость (c₀), известная как изэнтропическая скорость, скорость истечения или конечная скорость ступени, определяется как скорость, которая будет получена во время изэнтропического расширения газа между входным и выходным давлениями ступени.

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

Эффективность сцены

В полная статическая эффективность основано на этой ценности труда.

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

Степень реакции

Относительное падение давления или энтальпии в сопле и лопастях ротора определяется степень реакции сцены. Это определяется

${displaystyle R={frac { ext{static enthaply drop in rotor}}{ ext{stagnation enthalpy drop in stage}}}}$

Две величины в скобках в числителе могут иметь одинаковые или противоположные знаки. Это, помимо других факторов, также будет определять ценность реакции. Реакция стадии убывает как C_θ2 увеличивается, потому что это приводит к тому, что большая часть падения энтальпии ступени происходит в сопловом кольце.

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

Сценические потери

Работа ступени меньше падения энтальпии изоэнтропической ступени за счет аэродинамических потерь 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 улитке и сопловом кольце

   Они зависят от геометрии и коэффициента поверхностного трения этих компонентов.

2. Потери на поверхностное трение и отрыв в каналах лопастей ротора
   Эти потери также определяются геометрией канала, коэффициентом поверхностного трения и соотношением относительных скоростей w₃/ w₂. В ступени турбины IFR 90 градусов потери, возникающие в радиальном и осевом сечениях ротора, иногда рассматриваются отдельно.
3. Потери на трение и расслоение в диффузор
   Они в основном регулируются геометрией диффузора и скоростью диффузии.
4. Вторичные потери
   Это происходит из-за циркулирующих потоков, развивающихся в различные проточные каналы, и в основном определяется аэродинамической нагрузкой на лопасти. Основные параметры, определяющие эти потери: b₂/ д₂, d₃/ д₂ и передаточное отношение ступицы к наконечнику на выходе из ротора.
5. Потери от шока или несчастных случаев
   При нерасчетной эксплуатации возникают дополнительные потери в кольцах сопла и лопастей ротора за счет падения на передние кромки лопаток. Эти потери обычно называют ударными потерями, хотя они не имеют ничего общего с ударными волнами.
6. Потеря зазора наконечника
   Это происходит из-за обтекания кончиков лопастей ротора, которое не способствует передаче энергии.

Потери в роторе ступени турбины IFR

Соотношение скорости лезвия к газу

Отношение скоростей лопасти к газу можно выразить через конечную скорость изоэнтропической ступени c₀.

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

за

β₂ = 90^о

σ_s ≈ 0.707

Изменение КПД ступени турбины IFR с отношением скоростей лопаток к изэнтропическому газу

Радиальные ступени с наружным потоком

В радиальных ступенях турбины с направленным наружу потоком 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 для паровых и газовых турбин. Единственный, который используется чаще, - это Турбина с двойным вращением Люнгстрема. Он состоит из колец консольных лопастей, выступающих из двух дисков, вращающихся в противоположных направлениях. Относительная окружная скорость лопаток в двух соседних рядах относительно друг друга высока. Это дает более высокое значение падения энтальпии на ступень.

Безлопастная радиальная турбина Николы Теслы

Основная статья: Турбина тесла

В начале 1900-х гг. Никола Тесла разработал и запатентовал свой безлопастный Турбина тесла. Одной из трудностей с лопастными турбинами являются сложные и высокоточные требования к балансировке и изготовлению лопастного ротора, который должен быть очень хорошо сбалансирован. Лезвия подлежат коррозия и кавитация. Tesla решила эту проблему, заменив лопасти ротора рядом расположенных близко друг к другу дисков. Рабочая жидкость протекает между дисками и передает свою энергию ротору за счет эффекта пограничного слоя или прилипания и вязкости, а не за счет импульса или реакции. Тесла заявил, что его турбина может обеспечить невероятно высокий КПД с помощью пара. Нет никаких документальных свидетельств того, что турбины Tesla достигают заявленной Tesla эффективности. Было обнаружено, что они имеют низкий общий КПД в роли турбины или насоса.^[1] В последние десятилетия были проведены дальнейшие исследования безлопастных турбин и разработка запатентованных конструкций, которые работают с агрессивными / 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). Конструкция и работа машины Tesla Turbo - современный обзор. Международный журнал передовых транспортных явлений, 2 (1), 2-3» (PDF).

Рекомендации

• «Турбины, компрессоры и вентиляторы, 4-е издание» [Автор: С. М. Яхья; издатель: TATA McGraw-Hill Education (2010 г.)] ISBN  9780070707023
• «Обзор каскадных данных по вторичным потерям в турбинах» [Автор: J Dunham; J. Mech Eng Sci., 12, 1970]
• Остерле, Дж. Ф., «Термодинамические соображения при использовании 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, Н.Э., «Длительный срок службы базовой нагрузки при температуре на входе в турбину 1600 ° F», ASME J. Eng. Power, январь 1967 г.
• Стаса, Ф. и Osterle, F., «Термодинамические характеристики двух электростанций комбинированного цикла, интегрированных с двумя системами газификации угля», ASME J. Eng. Power, июль 1981 года.
• Трэнкнер, К., "Процессы газификации пылевидного угля в Рургазе", Trans ASME, 1953.
• Усияма, И., «Теоретическая оценка производительности газовых турбин в изменяющихся атмосферных условиях», ASME J. Eng. Power, январь 1976 г.
• Янноне, Р.А. и Ройтер, Дж. Ф., «Десять лет цифрового компьютерного управления турбинами внутреннего сгорания. ASME J. Engg. Мощность, 80-GT-76, январь 1981 г.
• Hubert, F.W.L. и др., Большие комбинированные циклы для коммунальных предприятий », Combustion, Vol. I, конференция и выставка газовых турбин ASME, Брюссель, май 1970 г.
• Херст, Дж. и Моттрам, A.W.T., «Интегрированные ядерные газовые турбины», доклад № EN-1/41, Симпозиум по технологии интегральных первичных цепей для энергетических реакторов, ВДНХ, Париж, май 1968 г.
• Джексон, A.J.B., «Некоторые будущие тенденции в проектировании авиационных двигателей для дозвуковых транспортных самолетов», - ASME J. Eng. Power, апрель 1976 года.
• Кельхофер Р., «Расчет для работы при частичной нагрузке комбинированных газовых / паротурбинных установок», Brown Boveri Rev., 65, 10, стр 672–679, октябрь 1978 г.
• Кингкомб, Р. и Даннинг, С.В., «Исследование конструкции топливосберегающего турбовентиляторного двигателя», документ ASME № 80-GT-141, Новый Орлеан, март 1980 г.
• Майерс, М.А. и др., «Комбинированные циклы газовой турбины и паровой турбины», документ ASME № 55-A-184, 1955.
• Макдональд, К.Ф. и Смит, М.Дж., «Особенности проектирования турбомашин для атомной электростанции HTGR-GT», ASME J. Eng. Power, 80-GT-80, январь 1981 г.
• Макдональд, К.Ф. и Боланд, C.R., «Исследования промышленных электростанций с сухим охлаждением ядерной газовой турбины замкнутого цикла (HTGR-GT)», ASME J. Eng. Мощность, 80-GT-82, январь 1981 г.
• Nabors, W.M. и др., «Бюро разработок угольной газотурбинной электростанции», ASME J. Eng. Power, апрель 1965 года.