Giornata di Studio sulle TURBOMACCHINE
Bergamo – 15 luglio 2016
STUDIO NUMERICO – SPERIMENTALE
DI TuRBomacchine di piccola potenza
Rodolfo Bontempo Marcello Manna Raffaele Tuccillo
Dipartimento di Ingegeria Industriale (D.I.I)Università di Napoli “Federico II”
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Giornata di Studio sulle Turbomacchine – Bergamo, 15 Luglio 2016
Bontempo, Manna, Tuccillo, D.I.I., Napoli Studio Numerico – Sperimentale di Turbomacchine di Piccola Potenza
AbstractThe presentation deals with theoretical, numerical and experimental analysis of small sized turbomachines
• Ducted Rotors– The classical actuator disk model is improved to take into account all nonlinear flow features. It is
applied to the theoretical analysis and to the preliminary design of innovative devices like small ducted wind turbines.
• Turbochargers– The steady and unsteady behaviour of automotive turbochargers are studied my experimental
means. Some insights on the validity of the adiabatic flow assumption and on the statistical characterisation of the surge are provided.
– The analysis of turbochargers is further detailed showing the conceptual design of an innovative vaneless axial flow turbine.
– Finally, the design of a novel downstream volute for axial flow turbine is presented and discussed
• Radial flow turbine– A similarity criteria approach is used to investigate the actual possibilities of adopting a radial
flow turbine as an ORC expander. The results are validated by CFD.
• Bontempo, R., Manna, M., Solution of the flow over a non-uniform heavily loaded ducted actuator disk, Journal of Fluid Mechanics (728), pp. 163-195, 2013
• Bontempo, R., Manna, M., Performance analysis of open and ducted wind turbines, Applied Energy (136), pp. 405-416, 2014
• Bontempo, R., Manna, M., Effects of the duct thrust on the performance of ducted wind turbines, Energy (99), pp. 274-287, 2016
• Bontempo, R., Cardone, M., Manna, M., Vorraro, G., Steady and unsteady experimental analysis of a turbocharger for automotive applications, Energy Conversion and Management (99), pp. 72-80, 2015
• Cameretti M.C., Ferrara F., Gimelli A., and Tuccillo R., 2015, “Combined MGT – ORC solar –hybrid system. PART B: Component Analysis and Prime Mover Selection”, ENERGY PROCEDIA, vol. 81 (2015), pp. 379-389, doi: 10.1016/j.egypro.2015.12.107
• Cameretti M.C., Ferrara F., Gimelli A., and Tuccillo R., 2015, "Employing Micro-Turbine Components in Integrated Solar – MGT - ORC power plants", ASME paper GT2015-42572
• Conceptual design of an axial flow turbine for advanced variable geometry turbochargers, 2016 (A. Saccomanno Dissertation, Superv. R. Tuccillo, a. Pesiridis)
• Fluid-Dynamic Design of an Innovative Turbine-Volute Layout for Turbochargers, 2016 (A. Ferrara Dissertation, Superv. R. Tuccillo, a. Pesiridis)
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References
• The nonlinear actuator disk method as applied toducted rotors
• UNINA Turbocharger Test Rig
• Conceptual design and analysis of a vaneless axial-flow turbine for turbochargers
• Design and analysis of axial flow turbine withdownstream volute for turbochargers
• Study of the ORC expander based on similaritycriteria and CFD analysis
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Summary
The nonlinear actuator disk method as applied to ducted rotors
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Ducted propellers Ducted Turbines
The duct improves the propulsive efficiencyThe duct prevents the occurrence of the cavitation
The duct improves the power coefficient �� (a ducted turbine can beat the Betz limit)
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Assumptions• Stationary• Incompressible• Inviscid• Axisymmetric
• The rotor is modelled through an actuator disk
Genesis of the methodNonlinear actuator disk
Vortex Panel method
Exact solution of theflow in an implicit form
for a prescribed load distribution
A semi-analytical and iterative procedurehas been developed
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Main advantages of the method
• The method naturally takes into account the contraction of the wake (very important for ducted and heavily loaded propellers)
• The method duly accounts for the nonlinear and mutual interaction between the duct and the rotor ⟹ the rotor and duct flow fields are strongly coupled
• Non-uniform load distributions, rotor wake rotation and ducts of general shapes can be dealt with
• Low computational cost ⟹ it is well suited to be integrated in the first stage of design systems based on the repeated analysis scheme of hierarchical type
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Velocity contoursDuct: NACA 4415; Parabolic Load Distribution; �= �. �
Dimensionless axial velocity��/��
Dimensionless radial velocity��/��
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Verification against CFDDuct: NACA 4415; Parabolic Load Distribution; �= �. �
SACFD
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CPU Time evaluationDucted Wind Turbine: NACA 5415
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Ducted Wind Turbine Versus Open Wind TurbineDuct: NACA 5415; Parabolic Load Distribution
Betz Limit
openducted
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UNINA Turbocharger Test RigRig Layout
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UNINA Turbocharger Test RigVI Layout
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UNINA Turbocharger Test RigVI Layout
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UNINA Turbocharger Test RigApplications: Steady-State Performance Maps
Compressor Map Turbine Map
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UNINA Turbocharger Test Rig Applications: Evaluation of the heat transfer effects on the performance
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UNINA Turbocharger Test RigApplications: Surge Characterisation
Surge N/Nref = 1
Surge N/Nref = 0.6
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UNINA Turbocharger Test RigApplications: Surge Characterisation
Surge N/Nref = 0.6
�
��
Surge N/Nref = 1
�
��
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UNINA Turbocharger Test RigApplications: Surge Characterisation
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• Cooperation with BrunelUniversity, London(Dr. A. Pesiridis)
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CFD investigation
Engine 1D modelling
Preliminary design
3D design
Off-design and map generation
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• Conceptual design and analysis of a vanelessaxial-flow turbine for turbochargers
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Engine 1D modelling
0
50
100
150
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Engi
ne P
ower
[kW
]
Engine Speed [rpm]
Load 100%
Axial turbine
GT1548
100
150
200
250
300
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Engi
ne T
orqu
e [N
m]
Engine Speed [rpm]
Load 100%
Axial turbine
GT1548
Simulation at 100% of load Engine performance
0
50
100
150
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Engi
ne P
ower
[kW
]
Engine Speed [rpm]
Load 75%
Axial turbine
GT1548
100
150
200
250
300
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Engi
ne T
orqu
e [N
m]
Engine Speed [rpm]
Load 75%
Axial turbine
GT1548
Simulation at 75% of load
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Preliminary design
Data from 1D engine simulation of a 1.6l Ford EcoBoost
Engine Speed
(max. load)
rpm 6000 5000 4000 3000 2000
Mass flow rate
kg/s 0,1140 0,1148 0,0926 0,0736 0,0446
Inlet
Total Pressure
bar 2,268 2,377 1,967 1,669 1,324
Outlet
StaticPressure
bar 1,375 1,463 1,283 1,170 1,077
Power kW 8,66 8,11 6,01 4,14 1,51
Speed rpm 137992 146199 132084 115917 87655
Inlet Total
temperature
K 1050,36 1090,40 1066,15 1040,31 1039,06
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Preliminary design
Balje Diagram for axial turbines
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Preliminary design
Cordier diagram
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• Design of the volute – nozzle – axial flowrotor
Rotor: BladeGen Volute: CFturboNozzle: CFturbo
The fluid conditions at rotor inlet must be achieved by the volute – nozzle system
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• Design of the volute – nozzle – axial flowrotor
Rotor: BladeGen Volute: CFturboNozzle: CFturboq Due to the non-
uniformity of the fluid condition at the nozzle outlet surface, a non-periodic solution iscarried out
q A MRF has beenused for stationarypart – rotorinteraction (FLUENT flow solver)
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• Grid Size SensitivityGiornata di Studio sulle Turbomacchine – Bergamo, 15 Luglio 2016
Mesh sensitivity analysisNumber of cells CFD resluts
Case#
Stator (*10^3)
1 rotor passage (*10^3)
Total (*10^3)
η T-T[-]
η T-S[-]
Mach Number ex [-]
Tot Pressure ex [Pa]
Mass flow [kg/s]
Computational time [h]
Case 1 50 10 210 0,809 0,697 0,316 156322 0,1144 1Case 2 200 20 520 0,818 0,704 0,322 156639 0,1158 4Case 3 400 60 1360 0,823 0,701 0,327 157030 0,1154 8Case 4 500 80 1780 0,824 0,700 0,328 157128 0,1152 12Case 5 600 100 2200 0,824 0,699 0,329 157137 0,1151 15Case 6 800 160 3360 0,824 0,698 0,330 157182 0,1151 23Case 7 1000 200 4200 0,824 0,698 0,331 157233 0,1151 32
Case 1
Case 2
Case 3
Case 4Case 5 Case 6 Case 7
0,1142
0,1144
0,1146
0,1148
0,115
0,1152
0,1154
0,1156
0,1158
0,116
0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500
Mas
s flo
w ra
te [k
g/s]
Number of cells x 103
Bontempo, Manna, Tuccillo, D.I.I., Napoli Studio Numerico – Sperimentale di Turbomacchine di Piccola Potenza
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CFD analysis of the fixed part
Free vortexdistribution
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CFD analysis of the fixed part
Free vortexdistribution
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Rotor CFD investigation
Results Power [W] Mass Flow [kg/s] ηT-S ηT-T
Final Turbine 11340 0,115 70.0% 82,4%
AxStream 12397 0,113 77,0% 86,0%
HUB SECTION MEAN SECTION TIP SECTION
30Bontempo, Manna, Tuccillo, D.I.I., Napoli Studio Numerico – Sperimentale di Turbomacchine di Piccola Potenza
31
0,6
0,62
0,64
0,66
0,68
0,7
0,72
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Tota
l-to-
stat
ic e
ffici
ency
[-]
Data at engine speed [rpm]
Engine load 75%
0,7
0,72
0,74
0,76
0,78
0,8
0,82
0,84
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Tota
l-to-
tota
l effi
cien
cy [-
]
Data at engine speed [rpm]
Engine load 75%
OFF DESIGN ANALYSIS
1
1,2
1,4
1,6
1,8
2
2,2
2,4
2,6
2,8
3
0,08 0,09 0,1 0,11 0,12 0,13
βT-S
Corrected mass flow [kg/s] m√(T/Tref)/((p/pref)
Tref=109 7K ; pref=2.35 bar
55008100015145022185028210032
Turbine Operating Map Engine – Turbine Matching
1,00
1,20
1,40
1,60
1,80
2,00
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Com
pres
sor p
ress
ure
ratio
[-]
Data at Engine Speed [rpm]
Load 75%
Axial turbine
GT1548
0
50000
100000
150000
200000
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Turb
ine
Spee
d [r
pm]
Data at Engine Speed [rpm]
Load 75%
Axial turbine
GT1548
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OFF DESIGN ANALYSIS
1
1,2
1,4
1,6
1,8
2
2,2
2,4
2,6
2,8
3
0,08 0,09 0,1 0,11 0,12 0,13
Corrected mass flow [kg/s] m√(T/Tref)/((p/pref)
Tref=109 7K ; pref=2.35 bar
55008100015145022185028210032
Turbine Operating Map
100
120
140
160
180
200
220
240
260
280
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Engi
ne T
orqu
e [N
m]
Engine Speed [rpm]
Load 75%
Axial turbine GT1548
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Fluid-Dynamic Design of an Innovative Turbine-Volute Layout for Turbochargers
The solution proposed: Honeywell Axial Flow Turbine®
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Cooperation with Brunel University,London (Dr. A. Pesiridis)
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v Kinetic energy recovery
v Improved efficiency under steady and unsteady conditions due to the largely circumferential uniform flow.
v Improved transient response due the shorter flow path and less exhaust manifold and turbine volute volume between the engine and the rotor.
v Reduction of pulsating flow effects (phase shift) due to the shorter flow passage of the stator than that of a volute
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Static Pressure Outlet Turbine [bar] 1,45 1,39
Total to Static Efficiency [%] 74,07 73,01
Blade Speed [m/s] 294,1 294,1
Isentropic Velocity [m/s] 534,72 555,17
Blade Speed Ratio [-] 0,55 0,52
Rotor Mean Diameter [mm] 38,56 37,56
Rotor Blade Height [mm] 13,41 13,47
Stator Mean Diameter [mm] 38,56 37,56
Stator Blade Height [mm] 12,05 12
Maximum Rotor Diameter[mm] 51,97 51,03
Inlet Area [mm^2] 1623,6 1588,6
Reduction of the discharge static pressure
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Solidworks 3D representation
Stator Annulus
Rotor AnnulusMean Profile Tip Profile
Stator Profile, Mean
Hub Profile
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Stator Profile, Hub Stator Profile, Tip
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3D turbine representation from BladeGen
Solidworks 3D representation
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Different Configurations
11 Stator Blades/ 12 Rotor Blades/ Increased Thickness 19 Stator Blades/20 Rotor Blades
Configuration Original New Δ%
Total To Static Efficiency [%] 70,9 74 4,18
Total To Total Efficiency [%] 85,2 82,8 2,8
Power [kW] 14,9 13 14,61
Mass Flow Rate [kg/s] 0,134 0,1136 18,58
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Different Configurations
19 Stator Blades/20 Rotor Blades
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MEAN
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Different Configurations19 Stator Blades/20 Rotor Blades
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HUB
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The design of diffuser and volutev Isentropic Flow v Free Vortex LawvMass conservation
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Cross Sections Calculation: Free Vortex Law
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The concept of a symmetric volute
Use of two «semi-volutes» to reduce the clutter of the last sections and accomodate the radial flow exiting the diffuser
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Streamlines in the innovative volute
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76,5
70,73
76,59 77,19 77,38 77,675
80
77
78,7 79,29 78,73 78,73
66
68
70
72
74
76
78
80
82
1 2 3 4 5 6
%
VOLUTES
System Efficiency
Total to Static Efficiency
Different configurations of the innovative volute
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Mesh Sensitivity of the ultimate systems
Innovative Volute System ElementsStator 105946Rotor 148990Diffuser 155678Volute 524670
Classic Volute System ElementsStator 107140Rotor 156942Diffuser 123270Volute 620345
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Performance MapsClassic Volute Innovative Volute
��
����,���
�
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���
����,���
�
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��,�����
���
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46
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020000400006000080000
100000120000140000160000180000
1000 3000 5000 7000
Turb
ine
Spee
d [r
pm]
Data at Engine Speed [rpm]
Turbine with innovativevolute
Turbine with classicvolute
0
2
4
6
8
10
12
14
0 2000 4000 6000 8000
Turb
ine
Pow
er [k
W]
[rpm]Data at Engine Speed
Turbine with innovativevolute
Turbine with classic volute
11,11,21,31,41,51,61,71,81,9
2
0 2000 4000 6000 8000
Com
pres
sorP
ress
ure
Rat
io
[rpm]Data at Engine Speed
Turbine withinnovativevolute
Turbine withclassic volute
Turbine-Engine Matching
0
20
40
60
80
100
120
140
1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
Pow
er [k
W]
Engine speed [rpm]
Engine Power (Maximum Load)
Turbine withinnovativevoluteOriginal Turbine
160170180190200210220230240250260
1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000To
rque
[Nm
]
Engine speed [rpm]
Engine Torque (Maximum Load)
Turbine with innovativevoluteOriginal Turbine
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Effect of Turbine-Engine Matching
THE DOWN-SIZED RADIAL TURBINE AS AN ORC EXPANDER
• The radial flow turbine from the well consolidated technology ofdown-sized turbochargers appears to be worthy of particularattention as an effective ORC expander
• An analysis to investigate the actual possibilities of adapting theradial flow turbine to a different application:
Ø Similarity criteriaØ CFD validation
• Working Fluids considered:• R245fa• (higher molecular mass compared with air and steam) • R134a • Ammonia (lighter working fluid )
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Reference conditions: Air expansion• Total-to-static pressure ratio
• Rotational speed
• Expected mass flow rate
50
1111
11 −−
+
−⋅
⋅
−−
=ORC
ORC
ref
ref
refref
ORC
ref
ORCORC
γγ
γ
γβ
ηη
γγ
β
ref
ORC
ef
ORC
ORC
refrefORC T
Tmm
SFN
N ⋅⋅=γ
γ)()(
ORC
ref
ORC
ref
ORC
ORC
ref
refORC
pp
refmm
TT
SFmm
γγ
⋅
⋅
=)()(
2&&
The changes in both rotational speed and mass flow rate are mainly governed bythe molecular mass of the new working fluid, while the turbine pressure ratiovaries in accordance with the isentropic exponent and the isentropic efficiency
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Reference Conditionsvpressure ratio = 4.1 vangular speed = 20000 rad/s.
Rotor Geometryüexternal diameter = 47.8 mm üaxial displacement = 19.9 mmü 9 swirled blades
The ORC condensing pressure was estimated at 40 °C
The use of ammonia, even if more favourablein terms of cycle efficiency thanks to its higher superheating temperature, would imply an increase in rotor speed
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Three dimensional views of theradial flow turbine rotor
refmm && /
Operating Conditions and Properties of the several working fluids
Air R245fa R134a Ammonia
P01 (bar) 4.1 6.315 28.64 47.66T01 (K) 473 439 455 699P2 (bar) 1.013 2.52 10.17 15.55
βtt 3.17 2.19 2.39 3.07(expected) 1.0 3.01 12.18 6.84
ω (rad /s) 20000 7850 9500 29600γ 1.392 1.077 1.153 1.234
Inlet Sound Speed (m/s) 435.3 161.3 180.6 635.0
µ (Pa s) 2.62 x 10-5 1.54 x 10-5 1.91 x 10-5 2.56 x 10-5
ν (m2/s) 8.92 x 10-5 6.28 x 10-5 2.16 x 10-5 18.0 x 10-5
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• Since the values of the mass flow delivered by the radial turbine shouldmeet those resulting from the energy balance of the heat recovery boilera further transformation has been also considered for this component byapplying an appropriate scaling factor (SF) according to the wellknown relationships:
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222 ; 1 ; ORCORCORCORCORC
ORC
DHSF
Dm
DrefDSF
ωω ∝∆∝∝
=
&
For the T100-R245fa cases, a scaling factor of 1.525 was established
the C30-R134a case implied a reduction in mass flow rate that was obtained by applying a scaling factor of 0.592
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• A simultaneous reduction of these parameters can be obtained by meansof an iterative procedure that leads to a decrease in the angular velocity(and, therefore, in the rotor flow capacity) and in the pressure ratio, inaccordance with the additional relationship:
−⋅⋅
−=∆
−γ
γ
βη
γγ
1
111
TRH
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CFD analysis of the radial flow
turbine• The CFD analysis of the radial flow
rotor was carried out in a three-dimensional periodic sector of 40°with a tetrahedral mesh of 330000elements (with an average volume of1.89 x 10-2 mm3 and an average edgesize of 0.27 mm).
• Time marching solution of thetransonic flow
• Reynolds stress (7 eqs.) model for theviscous flow
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Averaged meridional contours of relative Mach number
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• A second step of this investigation was the off-design study that isdiscussed, as an example, for the C30-R245fa case that did not requireany adjustment in terms of scaling factor.
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Characteristic curves of the radial flow rotor (Working fluid R245fa)
It is worth-noting that the rotor appears to cover a wide range of mass flow rates, even if acceptable values of the efficiency can be found in a more restricted interval
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57Relative Mach number contours at mid-span (Working fluid R245fa)
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The MICRO GAS TURBINE CAPSTONE C30
Ø Fossil and Biogas fuelling
Ø Matching with bottoming ORC
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• Micro Gas Turbine Laboratory,• Ce.S.M.A, Napoli, ITaly
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Thanks for your kind attention
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