Radiell turbin

En radiell turbin är en turbin i vilken flödet av arbetsvätskan är radiellt mot axeln. Skillnaden mellan axiella och radiella turbiner består i hur vätskan strömmar genom komponenterna (kompressor och turbin). Medan för en axialturbin "påverkas" rotorn av vätskeflödet, för en radiell turbin är flödet jämnt orienterat vinkelrätt mot rotationsaxeln, och det driver turbinen på samma sätt som vatten driver en vattenkvarn . Resultatet är mindre mekanisk belastning (och mindre termisk belastning, i händelse av heta arbetsvätskor) vilket gör att en radiell turbin kan vara enklare, robustare och mer effektiv (i ett liknande effektområde) jämfört med axiella turbiner. När det gäller höga effektområden (över 5 MW ) är den radiella turbinen inte längre konkurrenskraftig (på grund av sin tunga och dyra rotor) och verkningsgraden blir liknande den hos axialturbinerna.

Radiell turbin

Fördelar och utmaningar

Jämfört med en axialflödesturbin kan en radiell turbin använda ett relativt högre tryckförhållande (≈4) per steg med lägre flödeshastigheter. Således faller dessa maskiner i de lägre specifika hastighets- och effektområdena. För högtemperaturapplikationer är rotorbladkylning i radiella steg inte lika lätt som i axiella turbinsteg. Munstycksblad med variabel vinkel kan ge högre stegverkningsgrader i ett radiellt turbinsteg även vid off-design punktdrift. I familjen hydroturbiner är Francis turbin en mycket välkänd IFR-turbin som genererar mycket större effekt med ett relativt stort pumphjul.

Komponenter i radiella turbiner

• 

  Nittio graders inåtströmmande radiell turbinsteg

• 

  Hastighetstrianglar för ett inåtflöde radiellt (IFR) turbinsteg med fribärande blad

De radiella och tangentiella komponenterna för den absoluta hastigheten _c2 är _cr2 respektive cq2 _. Den relativa hastigheten för flödet och rotorns periferihastighet är w ₂ respektive u _{2 .} Luftvinkeln vid rotorbladsingången ges av

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

Entalpi- och entropidiagram

Gasens stagnationstillstånd vid munstycksingången representeras av punkten 01. Gasen expanderar adiabatiskt i munstyckena från ett tryck p ₁ till p ₂ med en ökning av dess hastighet från c ₁ till c ₂ . Eftersom detta är en energiomvandlingsprocess förblir stagnationsentalpin konstant men stagnationstrycket minskar (p ₀₁ > p ₀₂ ) på grund av förluster. Energiöverföringen åtföljd av en energiomvandlingsprocess sker i rotorn.

Entalpi-entropidiagram för flöde genom ett IFR-turbinsteg

Sprutningshastighet

₀ En referenshastighet (c ) känd som den isentropiska hastigheten, sprutningshastigheten eller stegets sluthastighet definieras som den hastighet som kommer att erhållas under en isentropisk expansion av gasen mellan ingångs- och utgångstrycken för steget.

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

Sceneffektivitet

Den totala-till-statiska effektiviteten baseras på detta värde av arbete.

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

Reaktionsgrad

Det relativa trycket eller entalpifallet i munstycket och rotorbladen bestäms av stegets reaktionsgrad . Detta definieras av

$R={\frac {\text{statisk entalpifall i rotor}}{\text{stagnationsentalpifall i steg}}}$

De två kvantiteterna inom parentesen i täljaren kan ha samma eller motsatta tecken. Detta skulle, förutom andra faktorer, också styra reaktionens värde. Stegreaktionen minskar när C _θ2 ökar eftersom detta resulterar i att en stor del av stegentalpifallet inträffar i munstycksringen.

Variation av reaktionsgraden med flödeskoefficient och luftvinkel vid rotorinlopp

Scenförluster

Scenarbetet är mindre än det isentropiska stegets entalpifall på grund av aerodynamiska förluster i scenen. Den faktiska effekten vid turbinaxeln är lika med stegarbetet minus förlusterna på grund av rotorskivan och lagerfriktion.

1. Hudfriktion och separationsförluster i scroll- och munstycksringen

   De beror på geometrin och hudfriktionskoefficienten för dessa komponenter.

2. Hudfriktion och separationsförluster i rotorbladskanalerna
   Dessa förluster styrs också av kanalgeometrin, hudfriktionskoefficienten och förhållandet mellan de relativa hastigheterna w ₃ /w ₂ . I det nittio graders IFR-turbinsteget betraktas ibland de förluster som uppstår i de radiella och axiella sektionerna av rotorn separat.
3. Hudfriktion och separationsförluster i diffusorn
   Dessa styrs huvudsakligen av diffusorns geometri och diffusionshastigheten.
4. Sekundära förluster
   Dessa beror på att cirkulationsflöden utvecklas till de olika flödespassagerna och styrs huvudsakligen av bladens aerodynamiska belastning. Huvudparametrarna som styr dessa förluster är b ₂ /d ₂ , d ₃ /d ₂ och nav-spetsförhållande vid rotorutgången.
5. Stöt- eller infallsförluster
   Vid off-design drift uppstår ytterligare förluster i munstycket och rotorbladsringarna på grund av infall i bladens framkanter. Denna förlust kallas konventionellt chockförlust även om den inte har något att göra med chockvågorna.
6. Förlust av spetsspel
   Detta beror på flödet över rotorbladsspetsarna som inte bidrar till energiöverföringen.

Förluster i rotorn på ett IFR-turbinsteg

Blad till gashastighetsförhållande

₀ Blad-till-gashastighetsförhållandet kan uttryckas i termer av det isentropiska stegets sluthastighet c .

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

för

β2 ₌ 90 ^o

σ _s ≈ 0,707

Variation av stegverkningsgraden för en IFR-turbin med blad-till-isentropiskt gashastighetsförhållande

Utåtströmmande radiella steg

Huvudartikel: Utflödes radiell turbin

I utströmmande radiella turbinsteg sker flödet av gasen eller ångan från mindre till större diametrar. Scenen består av ett par fasta och rörliga blad. Den ökande tvärsnittsarean vid större diametrar rymmer den expanderande gasen.

Denna konfiguration blev inte populär bland ång- och gasturbinerna. Den enda som används mer vanligt är Ljungströms turbin med dubbelrotation . Den består av ringar av fribärande blad som skjuter ut från två skivor som roterar i motsatta riktningar. Den relativa periferihastigheten för blad i två intilliggande rader, i förhållande till varandra, är hög. Detta ger ett högre värde på entalpifallet per steg.

Nikola Teslas bladlösa radialturbin

Huvudartikel: Tesla-turbin

I början av 1900-talet utvecklade och patenterade Nikola Tesla sin bladlösa Tesla-turbin . En av svårigheterna med bladförsedda turbiner är de komplexa och mycket precisa kraven för balansering och tillverkning av bladrotorn som måste vara mycket välbalanserad. Bladen är utsatta för korrosion och kavitation . Tesla attackerade detta problem genom att ersätta rotorbladen med en serie tätt åtskilda skivor. Arbetsvätskan strömmar mellan skivorna och överför sin energi till rotorn med hjälp av gränsskiktseffekten eller vidhäftning och viskositet snarare än genom impuls eller reaktion. Tesla sa att hans turbin kunde uppnå otroligt hög verkningsgrad med ånga. Det har inte funnits några dokumenterade bevis på att Tesla-turbiner har uppnått de effektivitetsvinster som Tesla hävdar. De har visat sig ha låg total verkningsgrad i rollen som en turbin eller pump. Under de senaste decennierna har det gjorts ytterligare forskning om bladlösa turbiner och utveckling av patenterade konstruktioner som arbetar med frätande/slipande och svårpumpade material som etylenglykol, flygaska, blod, stenar och till och med levande fiskar.

Anteckningar

•   'Turbines, Compressors and Fans 4th Edition' [Författare: SM Yahya; utgivare: TATA McGraw-Hill Education (2010)] ISBN 9780070707023
• "En genomgång av kaskaddata om sekundära förluster i turbiner" [Författare: J Dunham; J. Mech Eng Sci., 12, 1970]
• Osterle, JF, "Termodynamiska överväganden vid användningen av förgasat kol som bränsle för kraftomvandlingssystem", Frontiers of power technology konferensförhandlingar, Oklahoma State University, Carnegie-Mellon University, Pittsburgh, okt. 1974.
• Starkey, NE, 'Långlivsbaslasttjänst vid 1600°F turbininloppstemperatur', ASME J. Eng. Power, januari 1967.
• Stasa, FL och Osterle, F., "Den termodynamiska prestandan hos två kraftverk med kombinerad cykel integrerade med två kolförgasningssystem", ASME J. Eng. Power, juli 1981.
• Traenckner, K., 'Pulverized-coal gasification Ruhrgas processes', Trans ASME, 1953.
• Ushiyama, I., "Teoretiskt uppskatta prestanda hos gasturbiner under varierande atmosfäriska förhållanden", ASME J. Eng. Power, januari 1976.
• Yannone, RA och Reuther, JF, 'Tio år av digital datorstyrning av förbränningsturbiner ASME J. Engg. Power, 80-GT-76, januari 1981.
• Hubert, FWL et al., Large combined cycles for utilities', Combustion, Vol. I, ASME gasturbinkonferens och produktutställning, Bryssel, maj 1970.
• Hurst, JN och Mottram, AWT, 'Integrated Nuclear Gasturbines', Paper No. EN-1/41, Symposium on the technology of integrerade primära kretsar för kraftreaktorer, ENEA, Paris, maj 1968.
• Jackson, AJB, "Några framtida trender inom aeromotordesign för subsoniska transportflygplan",-ASME J. Eng. Power, april 1976.
• Kehlhofer, R., 'Beräkning för dellastdrift av kombinerade gas/ångturbinanläggningar', Brown Boveri Rev., 65, 10, s. 672–679, okt. 1978.
• Kingcombe, RC och Dunning, SW, 'Designstudie för en bränslesnål turbofläktmotor', ASME paper nr. 80-GT-141, New Orleans, mars 1980.
• Mayers, MA et al., 'Combination gasturbine and steam turbine cycles', ASME paper nr. 55-A-184, 1955.
• Mcdonald, CF och Smith, MJ, "Turbomachinery design considerations for nuclear HTGR-GT power plant", ASME J. Eng. Power, 80-GT-80, januari 1981.
• Mcdonald, CF och Boland, CR, 'The nuclear closed-cycle gasturbine (HTGR-GT) torrkylda kommersiella kraftverksstudier', ASME J. Eng. Power, 80-GT-82, januari 1981.
• Nabors, WM et al., "Bureau of mine framsteg i utvecklingen av det kolförbrännande gasturbinkraftverket", ASME J. Eng. Power, april 1965.