Radiální turbína - Radial turbine

A radiální turbína je turbína ve kterém tok pracovní kapalina je radiální vůči hřídeli. Rozdíl mezi axiální a radiální turbíny spočívají ve způsobu, jakým tekutina proudí skrz komponenty (kompresor a turbína). Zatímco u axiální turbíny je rotor „ovlivňován“ tokem tekutiny, u radiální turbíny je tok plynule orientován kolmo k ose otáčení a pohání turbínu stejným způsobem, jako voda pohání vodní mlýn. Výsledkem je menší mechanické namáhání (a menší tepelné namáhání v případě horkých pracovních kapalin), což umožňuje, aby byla radiální turbína ve srovnání s axiálními turbínami jednodušší, robustnější a efektivnější (v podobném rozsahu výkonu). Pokud jde o rozsahy vysokého výkonu (nad 5 MW ) radiální turbína již není konkurenceschopná (kvůli svému těžkému a nákladnému rotoru) a účinnost se podobá účinnosti axiálních turbín.

Radiální turbína

Výhody a výzvy

Ve srovnání s axiální turbína, může radiální turbína využívat relativně vyšší tlakový poměr (≈4) na stupeň s nižšími průtoky. Tyto stroje tedy spadají do nižších specifických rozsahů rychlostí a výkonu. U aplikací s vysokou teplotou není chlazení lopatek rotoru v radiálních stupních tak snadné jako v axiálních stupních turbín. Lopatky trysek s proměnným úhlem mohou poskytnout vyšší účinnost stupně v stupni radiální turbíny i při provozu mimo konstrukční bod. V rodině vodních turbín je Francisova turbína velmi známá IFR turbína, která generuje mnohem větší výkon s relativně velkým oběžným kolem.

Součásti radiálních turbín

• 

  Devadesát stupňový stupeň radiální turbíny směřující dovnitř

• 

  Rychlostní trojúhelníky pro radiální stupeň turbíny s vnitřním tokem (IFR) s konzolovými lopatkami

Radiální a tangenciální složky absolutní rychlosti c₂ jsou c_r2 a c_q2, resp. Relativní rychlost proudění a obvodová rychlost rotoru jsou w₂ a u₂ resp. Úhel vzduchu na vstupu listu rotoru je dán vztahem

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

Entalpie a entropický diagram

Stagnační stav plynu na vstupu do trysky je reprezentován bodem 01. Plyn expanduje adiabaticky v tryskách z tlaku str₁ na str₂ se zvýšením jeho rychlosti od C₁ na C₂. Jelikož se jedná o proces transformace energie, stagnační entalpie zůstává konstantní, ale stagnační tlak klesá (str₀₁ > str₀₂Přenos energie doprovázený procesem transformace energie probíhá v rotoru.

Schéma entalpie-entropie pro tok přes IFR turbínový stupeň

Rychlost tryskání

Referenční rychlost (c₀) známý jako isentropická rychlost, tryskající rychlost nebo koncová rychlost stupně je definována jako rychlost, která bude dosažena během izentropické expanze plynu mezi vstupním a výstupním tlakem stupně.

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

Fázová účinnost

The celková statická účinnost je založen na této hodnotě práce.

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

Stupeň reakce

Relativní tlak nebo pokles entalpie v lopatkách trysky a rotoru jsou určeny pomocí stupeň reakce jeviště. To je definováno

${displaystyle R = {frac {ext {statický enthaply pokles rotoru}} {ext {stagnace entalpie pokles ve fázi}}}}$

Dvě veličiny v závorkách v čitateli mohou mít stejné nebo opačné znaky. To by kromě jiných faktorů také určovalo hodnotu reakce. Fázová reakce klesá s C_θ2 se zvyšuje, protože to má za následek, že v tryskovém prstenci nastane velká část poklesu entalpie stupně.

Variace stupně reakce s průtokovým koeficientem a úhlem vzduchu při vstupu do rotoru

Fázové ztráty

Jevištní práce je menší než pokles entalpie izentropického stupně z důvodu aerodynamických ztrát v jevišti. Skutečný výkon na hřídeli turbíny se rovná fázi práce minus ztráty způsobené třením kotouče rotoru a ložiska.

Ztráty v rotoru IFR turbínového stupně

Poměr rychlosti čepele a plynu

Poměr rychlosti lopatka-plyn lze vyjádřit jako terminální rychlost izentropického stupně c₀.

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

pro

β₂ = 90^Ó

σ_s ≈ 0.707

Variace stupně účinnosti IFR turbíny s poměrem rychlosti lopatky k isentropickému plynu

Radiální stupně směrem ven

V radiálních turbínách s vnějším tokem dochází k proudění plynu nebo páry od menších k větším průměrům. Scéna se skládá z dvojice pevných a pohyblivých lopatek. Zvětšující se plocha průřezu u větších průměrů pojme expandující plyn.

Tato konfigurace se nestala populární u parních a plynových turbín. Jediný, který se používá častěji, je Ljungstromova turbína s dvojitou rotací. Skládá se z prstenců konzolových lopatek vyčnívajících ze dvou disků rotujících v opačných směrech. Relativní obvodová rychlost lopatek ve dvou sousedních řadách, vzhledem k sobě navzájem, je vysoká. To dává vyšší hodnotu poklesu entalpie na fázi.

Radiální turbína bez lopatek Nikoly Tesly

Na počátku 20. století Nikola Tesla vyvinul a patentoval si jeho čepel Teslova turbína. Jednou z obtíží lopatkových turbín jsou složité a vysoce přesné požadavky na vyvážení a výrobu lopatkového rotoru, které musí být velmi dobře vyvážené. Čepele podléhají koroze a kavitace. Tesla zaútočila na tento problém nahrazením lopatek rotoru řadou těsně rozmístěných disků. Pracovní tekutina proudí mezi kotouči a přenáší svou energii na rotor pomocí účinku mezní vrstvy nebo adheze a viskozity, spíše než impulsem nebo reakcí. Tesla uvedl, že jeho turbína dokáže parou dosáhnout neuvěřitelně vysoké účinnosti. Neexistují žádné zdokumentované důkazy o tom, že turbíny Tesla dosahují účinnosti, kterou Tesla tvrdila. Bylo zjištěno, že mají nízkou celkovou účinnost v roli turbíny nebo čerpadla.^[1] V posledních desetiletích došlo k dalšímu výzkumu lopatkových turbín a vývoji patentovaných konstrukcí, které pracují s korozivními / abrazivními a těžko čerpatelnými materiály, jako je ethylenglykol, popílek, krev, kameny a dokonce i živé ryby.^[1]

Poznámky

Reference

• „Turbíny, kompresory a ventilátory 4. vydání“ [Autor: S M Yahya; vydavatel: TATA McGraw-Hill Education (2010)] ISBN  9780070707023
• „Přehled kaskádových údajů o sekundárních ztrátách v turbínách“ [Autor: J Dunham; J. Mech Eng Sci., 12, 1970]
• Osterle, J.F., „Termodynamické úvahy při používání zplyňovaného uhlí jako paliva pro systémy přeměny energie“, Frontiers of Power Technology Conference Conference, Oklahoma State University, Carnegie-Mellon University, Pittsburgh, říjen 1974.
• Starkey, N.E., „Long base life load service at 1600 ° F turbine inlet temperature“, ASME J. Eng. Moc, leden 1967.
• Stasa, F.L. a Osterle, F., „Termodynamický výkon dvou elektráren s kombinovaným cyklem integrovaných do dvou systémů zplyňování uhlí“, ASME J. Eng. Power, červenec 1981.
• Traenckner, K., „Procesy zplyňování práškového uhlí Ruhrgas“, Trans ASME, 1953.
• Ushiyama, I., „Teoretický odhad výkonu plynových turbín za různých atmosférických podmínek“, ASME J. Eng. Moc, leden 1976.
• Yannone, R.A. a Reuther, J.F., „Deset let digitálního počítačového řízení spalovacích turbín ASME J. Engg. Power, 80-GT-76, leden 1981.
• Hubert, F.W.L. a kol., Velké kombinované cykly pro veřejné služby “, Combustion, sv. I, ASME gas turbine conference and products show, Brusel, květen 1970.
• Hurst, J.N. a Mottram, A.W.T., „Integrated Nuclear Gas turbines“, papír č. EN-1/41, Symposium o technologii integrovaných primárních obvodů pro energetické reaktory, ENEA, Paříž, květen 1968.
• Jackson, A.J.B., „Some future trendy in aeroengine design for subsonic transport aircraft“, - ASME J. Eng. Power, duben 1976.
• Kehlhofer, R., 'Calculation for part-load operation of Combined Gas / Steam Turbine Plants', Brown Boveri Rev., 65, 10, pp 672–679, Oct.1978.
• Kingcombe, R.C. a Dunning, S.W., „Design study for a fuel efficient turbofan engine“, papír ASME č. 80-GT-141, New Orleans, březen 1980.
• Mayers, M.A. a kol., „Kombinace cyklů plynové turbíny a parní turbíny“, papír ASME č. 55-A-184, 1955.
• Mcdonald, C.F. a Smith, M. J., „Úvahy o konstrukci turbínového zařízení pro jadernou elektrárnu HTGR-GT“, ASME J. Eng. Power, 80-GT-80, leden 1981.
• Mcdonald, C.F. a Boland, C.R., „Studie jaderné plynové turbíny s uzavřeným cyklem (HTGR-GT) studené komerční elektrárny“, ASME J. Eng. Power, 80-GT-82, leden 1981.
• Nabors, W.M. et al., „Bureau of mine progress in developing the uhlí spalující plynové turbíny“, ASME J. Eng. Power, duben 1965.