Радиальная турбина

A Радиальная турбина - это турбина, в которой поток рабочей жидкости радиально по отношению к валу. Разница между осевыми и радиальными турбинами заключается 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 водяную мельницу . Результатом является меньшее механическое напряжение (и меньшее тепловое напряжение в случае горячих рабочих жидкостей), что позволяет радиальной турбине быть более простой, прочной и более эффективной (в аналогичном диапазоне мощности) по сравнению с осевыми турбинами. Когда дело доходит до диапазонов высоких мощностей (выше 5 МВт ), радиальная турбина перестает быть конкурентоспособной (из-за ее тяжелого и дорогого ротора), а эффективность становится аналогичной эффективности осевых турбин.

• 1 Преимущества и проблемы
• 2 Компоненты радиальных турбин
• 3 Энтальпийно-энтропийная диаграмма
• 4 Скорость выброса
• 5 Эффективность ступени
• 6 Градусов реакция
• 7 Потери в ступенях
• 8 Соотношение скоростей лопастей к газу
• 9 Радиальные ступени с выходом потока
• 10 Безлопастная радиальная турбина Николы Тесла
• 11 Примечания
• 12 Ссылки

По сравнению с турбиной с осевым потоком, 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 является очень известной турбиной IFR, которая вырабатывает гораздо большую мощность с относительно большим рабочим колесом.

• 

  Девяносто градусов радиальной ступени турбины с обратным потоком

• 

  Треугольники скорости для радиальной ступени турбины (IFR) с консольными лопатками

Радиальные и тангенциальные компоненты абсолютные 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 лопасти ротора определяется как

$tan\; \; \beta \; 2\; =\; cr\; 2\; c\; \theta \; 2\; -\; u\; 2\; \{\backslash \; displaystyle\; \backslash ,\; \backslash \; tan\; \{\backslash \; beta\; \_\; \{2\}\}\; =\; \{\backslash \; frac\; \{c\_\; \{r2\; \}\}\; \{c\; \_\; \{\backslash \; theta\; 2\}\; -u\_\; \{2\}\}\}\}$

Состояние застоя газа на входе в сопло представлено точкой 01. Газ адиабатически расширяется в соплах от давления p1до p2с увеличением его скорости с c1до c2. Поскольку это процесс преобразования энергии, энтальпия торможения остается постоянной, но давление торможения снижается (p 01>p02) из-за потерь. В роторе происходит передача энергии, сопровождаемая процессом преобразования энергии.

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

$C\; 0\; знак\; равно\; 2\; C\; p\; T\; 01\; (1\; -\; (p\; 3\; p\; 01)\; \gamma \; -\; 1\; \gamma )\; \{\backslash \; displaystyle\; \backslash ,\; C\_\; \{0\}\; =\; \{\backslash \; sqrt\; \{2C\_\; \{p\}\; \backslash ,\; T\_\; \{01\}\; \backslash ,\; \backslash \; left\; (1-\; \backslash \; left\; (\{\backslash \; frac\; \{p\_\; \{3\}\}\; \{p\_\; \{01\}\}\}\; \backslash \; right)\; ^\; \{\backslash \; frac\; \{\backslash \; gamma\; -1\}\; \{\backslash \; gamma\}\}\; \backslash \; right)\}\}\}$

Полный статический КПД основан на этом значении работы.

$\eta \; ts\; =\; час\; 01\; -\; час\; 03\; час\; 01\; -\; час\; 3\; ss\; =\; \psi \; u\; 2\; 2\; C\; p\; T\; 01\; (1\; -\; (p\; 3\; p\; 01)\; \gamma \; -\; 1\; \gamma )\; \{\backslash \; displaystyle\; \{\backslash \; begin\; \{align\}\; \backslash \; eta\; \_\; \{\backslash \; text\; \{ts\}\}\; =\; \{\backslash \; frac\; \{h\_\; \{01\}\; -h\_\; \{03\}\}\; \{h\_\; \{01\}\; -h\_\; \{3ss\}\}\}\; =\; \{\backslash \; frac\; \{\backslash \; psi\; \backslash ,\; u\_\; \{2\}\; ^\; \{2\}\}\; \{C\_\; \{p\}\; \backslash ,\; T\_\; \{01\}\; \backslash \; left\; (1-\; \backslash \; left\; (\{\backslash \; frac\; \{p\_\; \{3\}\}\; \{p\_\; \{01\}\}\}\; \backslash \; right)\; ^\; \{\backslash \; frac\; \{\backslash \; gamma)\; -1\}\; \{\backslash \; gamma\}\}\; \backslash \; right)\}\}\; \backslash \; end\; \{align\}\}\}$

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

$R\; =\; статическое\; падение\; энтальпии\; застоя\; ротора:\; падение\; энтальпии\; на\; стадии\; \{\backslash \; displaystyle\; R\; =\; \{\backslash \; frac\; \{\backslash \; text\; \{статическое\; падение\; энтальпии\; в\; роторе\}\}\; \{\backslash \; text\; \{падение\; энтальпии\; застоя\; на\; стадии\}\}\}\; \}$

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, потому что это приводит к тому, что большая часть падения энтальпии ступени происходит в кольце сопла.

Работа ступени меньше падения изэнтропической энтальпии ступени из-за аэродинамических потерь на 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 спирали и сопловом кольце

   Они зависят от геометрии и коэффициента поверхностного трения этих компонентов.

2. Потери на поверхностное трение и разделение в каналах лопастей ротора
   Эти потери также регулируются геометрией канала, коэффициентом поверхностного трения и соотношением относительных скоростей w 3/w2. В ступени турбины IFR на девяносто градусов потери, возникающие в радиальном и осевом сечениях ротора, иногда рассматриваются отдельно.
3. Потери на поверхностное трение и разделение в диффузоре
   Они в основном регулируются геометрия диффузора и скорость диффузии.
4. Вторичные потери
   Они вызваны циркуляционными потоками, развивающимися в различных проточных каналах, и в основном регулируются аэродинамической нагрузкой на лопасти. Основными параметрами, определяющими эти потери, являются b 2/d2, d 3/d2и отношение ступицы к наконечнику на выходе из ротора.
5. Потери при ударе или падении
   При нерасчетной работе возникают дополнительные потери в сопле и кольца лопастей ротора за счет захода на передние кромки лопастей. Эти потери обычно называют ударными потерями, хотя они не имеют ничего общего с ударными волнами.
6. Потери зазора между наконечниками
   Это происходит из-за потока по концам лопастей ротора, который не способствует передаче энергии.

Отношение скоростей лопаток к газу можно выразить через конечную скорость изоэнтропической ступени c 0.

$\sigma \; s\; знак\; равно\; U\; 2\; с\; 0\; знак\; равно\; [2\; (1\; +\; \varphi \; 2\; детская\; кроватка\; \; \beta \; 2)]\; -\; 1\; 2\; \{\backslash \; displaystyle\; \backslash ,\; \backslash \; sigma\; \_\; \{s\}\; =\; \{\backslash \; frac\; \{u\_\; \{2\}\}\; \{c\_\; \{0\}\}\}\; =\; [2\; (1+\; \backslash \; phi\; \_\; \{2\}\; \backslash \; cot\; \{\backslash \; beta\; \_\; \{2\}\})]\; ^\; \{-\; \{\backslash \; frac\; \{1\}\; \{2\}\}\}\}$

для

β2= 90

σs≈ 0,707

В ступенях с радиальными ступенями турбины с направленным наружу потоком газа или пар 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 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.

В начале 1900-х годов Никола Тесла разработал и запатентовал свою безлопастную турбину 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 подвержены коррозии и кавитации. 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 адгезии 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. 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. ^ «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).

• « Турбины, компрессоры и вентиляторы, 4-е издание »[Автор: SM Yahya; издатель: TATA McGraw-Hill Education (2010)] ISBN 9780070707023
• «Обзор каскадных данных о вторичных потерях в турбинах» [Автор: Дж. Данхэм; J. Mech Eng Sci., 12, 1970]
• Osterle, JF, «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, штат Северная Каролина, «Длительный срок службы базовой нагрузки при температуре на входе турбины 1600 ° F», ASME J. Eng. Power, январь 1967.
• Стаса Ф.Л. и Osterle, F., «Термодинамические характеристики двух электростанций комбинированного цикла, интегрированных с двумя системами газификации угля», ASME J. Eng. Пауэр, июль 1981 г.
• Транкнер К., «Процессы газификации пылевидного угля в Рургазе», Trans ASME, 1953.
• Ушияма И., «Теоретическая оценка производительности газовых турбин при меняющиеся атмосферные условия », 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.
• Hubert, F.W.L. и др., Большие комбинированные циклы для коммунальных предприятий », Combustion, Vol. I, конференция по газовым турбинам ASME и выставка продукции, Брюссель, май 1970 г.
• Hurst, J.N. и Моттрам, AWT, «Интегрированные ядерные газовые турбины», доклад № EN-1/41, Симпозиум по технологии интегральных первичных цепей для энергетических реакторов, ENEA, Париж, май 1968 г.
• Джексон, AJB, «Некоторые будущие тенденции в проектировании авиадвигателей для дозвуковых транспортных самолетов», - ASME J. Eng. Power, апрель 1976 г.
• Кельхофер Р., «Расчет для работы при частичной нагрузке комбинированных газовых / паротурбинных установок», Brown Boveri Rev., 65, 10, стр 672–679, октябрь 1978 г.
• Кингкомб, RC и Даннинг, SW, «Исследование конструкции топливосберегающего турбовентиляторного двигателя», документ ASME № 80-GT-141, Новый Орлеан, март 1980 г.
• Mayers, MA и др., «Комбинация газовой турбины и паротурбинные циклы », документ ASME № 55-A-184, 1955.
• Mcdonald, CF и Смит, М.Дж., «Особенности проектирования турбомашин для атомной электростанции HTGR-GT», ASME J. Eng. Power, 80-GT-80, январь 1981 г.
• Mcdonald, C.F. и Боланд, C.R., «Исследования ядерной газовой турбины замкнутого цикла (HTGR-GT) с сухим охлаждением для коммерческих электростанций», ASME J. Eng. Power, 80-GT-82, январь 1981 г.
• Nabors, W.M. и др., «Бюро разработок угольной газотурбинной электростанции», ASME J. Eng. Power, апрель 1965 года.