TURBINA

TURBINA (XXXIV, p. 503). Turbina a vapore (p. 503)

Le turbine a vapore rappresentano degli apparati che già da anni hanno quasi raggiunto la perfezione e perciò i progressi dell'ultimo ventennio non sono stati molto cospicui. Essi sono consistiti più che altro nel raggiungimento di potenze sempre più grandi, nel perfezionamento di alcuni particolari costruttivi (ad es., palettature, costruzione dei rotori, sistemi di regolazione, ecc.) e, principalmente in dipendenza dello sviluppo di altri rami della tecnica, nell'accentuarsi di alcune tendenze già prima applicate: l'utilizzazione del vapore di scarico e l'aumento della pressione e della temperatura massima del vapore all'ammissione.

La potenza massima delle turbine a vapore ha ormai raggiunto valori molto elevati per gl'impianti più importanti; senza bisogno di riferirsi alle cifre massime, le quali, rappresentando un record, non hanno importanza pratica per le più numerose applicazioni, si può affermare che apparati di 50 e 100.000 kW vengono oggi correntemente realizzati con le turbine a vapore. Interessante è la tendenza di realizzare, anche per potenze importanti, l'intera espansione del vapore in una sola unità e, quando possibile, di raggruppare intorno alla turbina tutti gli ausiliarî in modo da costituire un unico blocco che assicuri minori spese d'impianto e, per la maggiore facilità di sorveglianza, minori spese di esercizio.

Per quanto riguarda la palettatura si sono andate diffondendo nelle turbine a reazione i profili Lysholm e derivati con spigolo di imbocco arrotondato (fig. 1) ai quali compete un più elevato rendimento (fino a 0,95) per effetto sia della minore estensione della superficie lambita dal vapore sia per la possibilità di tollerare (entro certi limiti, ad es. 150) una variazione dell'angolo della velocità relativa d'ingresso del vapore senza che si abbiano urti. Il calcolo delle palettature si usa oggi impostare con considerazioni analoghe a quelle dei profili alari in base a risultati ottenuti per schiere di palette con esperienze ai tunnel aerodinamici (fig. 4).

Il concetto di utilizzare per altre necessità (per es. riscaldamento, impieghi industriali, ecc.) il vapore di scarico di una turbina ha dato origine a quelle particolari turbine che si chiamano "a contropressione" nelle quali la produzione di potenza è ottenuta (quasi) con rendimento uguale ad 1 perché il calore non utilizzato va messo in conto dell'impiego di vapore per uso industriale. Di qui la convenienza di generalizzare l'impiego di tali turbine disponendole, per es., a monte di un qualunque impianto a vapore: esse acquistano, solo per ciò, l'attitudine a fornire energia in condizioni eccezionalmente favorevoli di rendimento. In conseguenza le turbine a contropressione si sono andate diffondendo sia per aumentare la potenza di impianti di turbine a vapore (o in generale di motrici a vapore) esistenti, sia per ricavare potenza in impianti industriali che debbono impiegare vapore.

A mano a mano che si andava aumentando la potenza delle turbine a vapore era sempre maggiormente giustificata la ricerca di un più elevato rendimento anche se ciò comportava maggiore difficoltà di realizzazione: due direttive si sono così venute attuando, l'aumento della pressione e l'aumento della temperatura del vapore all'ammissione. Naturalmente tali direttive furono potute attuare mercé il corrispondente perfezionamento dei generatori di vapore (caldaie moderne: Benson, Atmos, La Mont, Sulzer, Velox, ecc.).

A parte qualche realizzazione che permise di raggiungere la pressione critica del vapore e che non trovò molte applicazioni, ed a parte le difficoltà di rifornimento, durante la guerra, degli acciai speciali necessarî, pressione e temperatura del vapore andarono quasi ininterrottamente aumentando fino a raggiungere le 50 ata (atm. assolute) e i 450 °C che possono ritenersi oggi normali per impianti di notevole importanza e nettamente superati da molti impianti di avanguardia; corrispondentemente, è andato migliorando il rendimento totale (figg. 3 e 4) specie per gl'impianti più perfezionati con riscaldamenti e surriscaldamenti intermedî. Tale continuo aumento della temperatura massima del vapore che permette di costruire oggi apparati con un rendimento totale fino al 32 ÷ 34% è stato reso possibile dai perfezionamenti siderurgici determinati dal recente sviluppo delle turbine a gas, che richiedono materiali speciali resistenti ad elevate temperature e sollecitazioni, mantenendo entro limiti tollerabili gli effetti dello scorrimento plastico dopo un numero sufficiente di ore di funzionamento in relazione al particolare impiego dell'apparato.

Turbine idrauliche (p. 509).

I progressi verificatisi nell'ultimo ventennio nel campo delle turbine idrauliche sono stati continui e importanti, anche se essi non debbano ascriversi a sostanziali variazioni di principio ma piuttosto a successivi perfezionamenti di realizzazione.

Per le portate unitarie si sono raggiunti, o quasi, i 100.000 l/sec. nelle Kaplan, si sono superati i 31.000 l/sec. nelle Francis, e i 700 l/sec. nelle Pelton. Il numero di giri specifico è invece rimasto all'incirca negli stessi ordini di grandezza, raggiungendo gli 800 per le Kaplan, e superando i 500 per le Francis e i 58 per le Pelton.

Si sono affermate ulteriormente le costruzioni verticali nelle Francis e nelle Kaplan, costruzioni intese soprattutto ad evitare forti altezze di aspirazione e conseguenti cavitazioni. In parallelo non è stata però abbandonata la costruzione delle Pelton orizzontali, anche con l'adozione di due o tre ruote motrici, ciascuna con due o tre iniettori. Ulteriori ricerche hanno mostrato che il rapporto D/d del diametro della ruota al diametro del getto pone un limite alla utilizzazione delle cadute, nel senso che quanto più queste sono elevate tanto più tale rapporto deve essere piccolo. Forzando la velocità caratteristica corrispondente si comprometterebbe la durata della ruota per fenomeni di erosione.

Le ricerche degli ultimi anni hanno permesso di portare il rendimento delle Francis al 92-93% indipendentemente dall'altezza di caduta e dalla velocità. Le Kaplan hanno raggiunto un rendimento equivalente col vantaggio di avere una curva del rendimento, in funzione del carico, tipicamente piatta. Le ricerche in corso mirano a migliorare sempre più la curva del rendimento in funzione del carico e ad ottenere un'estensione degli attuali limiti di altezza di caduta per i tipi a reazione. Anche per le Pelton, grazie alle migliorate condizioni di iniezione, la curva del rendimento è divenuta assai piatta. Le ultime ricerche non si sono però fermate soltanto allo studio della ruota ma si sono estese alle condizioni idrodinamiche all'ingresso e all'uscita di questa. Si è potuto constatare che l'influenza di questi fattori, trascurati nel passato, è tanto maggiore sul rendimento quanto più è alta la portata specifica.

Le velocità sempre più elevate hanno permesso di ridurre il costo delle turbine (e di conseguenza degli alternatori ad esse collegate): si è arrivati, per cadute tra i 20 e i 50 metri a valori di 13 ÷ 6 kg/CV, per cadute da 50 a 1000 metri a valori dell'ordine di 6 ÷ 3 kg/CV.

Riguardo alle potenze unitarie massime e al campo di applicazione dei diversi tipi, occorre notare che le Francis, per le loro possibilità di adattamento e di regolazione, dominano ancora il campo di utilizzazione tra le medie e le alte cadute. Le turbine Francis da 115.000 CV eseguite recentemente per le centrali della Manciuria non possono ancora essere considerate come macchine limite dal punto di vista della potenza unitaria. Nelle cadute sotto i 50 m. le Kaplan hanno tuttavia, negli ultimi anni, soppiantato le Francis: la potenza unitaria massima finora realizzata per questo tipo di turbina si aggira sui 40.000 CV. Per le turbine Pelton sono particolarmente da ricordare le unità delle centrali di Innertkirchen, della potenza di 58.500 CV ciascuna. Cifre tutte che confermano la tendenza alla costruzione di unità di grande potenza. Per quanto si riferisce alle cadute è da rilevare che per le Pelton si sono sorpassati i 1000 m. mentre con le Francis si sono raggiunti i 400. Per quanto si riferisce alle portate, le utilizzazioni più alte spettano ancora alle Kaplan, con le quali si sono superati i 300.000 l/sec: mentre con le Francis si sono raggiunti i 144.000 l/sec.

Importanti progressi sono stati fatti anche nel campo della regolazione che ha dovuto affrontare il comando di masse rotanti dotate di grande energia cinetica, e in conseguenza ricorrere a speciali accorgimenti, che prima venivano trascurati: si è così raggiunta anche la necessaria finezza della regolazione, si sono evitati pendolamenti, si sono raggiunti gli sforzi necessarî a comandare i distributori. In questo particolare settore può rilevarsi che lo sforzo necessario per variare il passo delle pale delle Kaplan ha toccato i 400.000 kg.; nelle Pelton e nelle Francis studî accurati sulle spine, sui deviatori, sulle pale dei distributori, hanno permesso di equilibrare al massimo le spinte così da non richiedere sforzi eccessivi per le manovre della regolazione. Si è pure accentuato il sistema delle trasmissioni elettriche del moto dall'albero della turbina a quello del regolatore mediante alternatore-motore sincrono.

Sostanziali miglioramenti si sono poi raggiunti negli organi accessorî connessi al buon funzionamento delle turbine, quali in particolare le valvole. Nelle valvole a farfalla le dimensioni sempre maggiori (si sono raggiunti diametri di 5,30 m. nelle valvole di una centrale in Manciuria, a Sungari) hanno posto il problema degli enormi sforzi in giuoco. Anche le valvole sferiche sono state perfezionate, specialmente in considerazione delle minori resistenze idrauliche che presentano e della maggiore convenienza che esse hanno per le alte pressioni, in quanto la forma sferica è la più favorevole dal punto di vista della resistenza dei materiali. Si è fatto ricorso a varî accorgimenti per diminuire la forte depressione che si verifica all'ingresso delle valvole sferiche normali quando se ne inizia la chiusura, depressione che è origine di un divario nella vena fluida.

Per completare sinteticamente il quadro delle difficoltà meccaniche e tecnologiche che si sono dovute superare per raggiungere i miglioramenti sopra riassunti, si riportano alcuni dati relativi alle maggiori unità eseguite negli ultimi anni. Per le Francis si citano le turbine della ricordata centrale mancese (Sungari), che hanno la potenza unitaria di 115.000 CV. Sono unità ad asse verticale, alimentate da una condotta di 100 m. di lunghezza, e di 5,6 m. di diametro. A pieno carico assorbono 144 mc/sec., su una caduta di 69 m. La spirale di queste unità (fig. 5) misura 1 m. in larghezza; la girante di acciaio fusa in un solo pezzo pesa circa 55 t. (fig. 6) ed ha un diametro di 4,70 m. con un albero in acciaio S-M del diametro di 0,96 m. Dalle prove sul modello si poté garantire un rendimento superiore al 90%.

Per le Pelton citiamo le turbine della centrale di Innertkirchen, ad asse verticale, della potenza di 58.400 CV ciascuna. Queste macchine sono previste per una portata di 7600 l/sec. sotto una caduta di 670 m. Le giranti (fig. 7), in acciaio fuso, hanno il diametro di 3 m., con due iniettori ciascuna.

Per le Kaplan, accanto alle turbine di Ryburg - Schwörstadt, che sono previste per una portata di 314 mc/sec. e hanno un diametro della ruota di 7 m., sono da ricordare le turbine di Reckingen, che hanno ciascuna una potenza di 26.700 CV, con una portata di 221 mc/sec. sotto una caduta di 10 m., e un diametro della ruota di 6,2 m. (fig. 8).

Turbina a gas.

Complesso motore costituito da una o più turbine propriamente dette e dagli organi, comandati da esse, che forniscono il gas alla pressione e temperatura occorrenti per il loro funzionamento. Nella sua forma più semplice la turbina a gas è composta da un compressore che comprime l'aria aspirata dall'atmosfera, da una camera di combustione nella quale viene bruciato il combustibile iniettato da appositi bruciatori e da una turbina propriamente detta, nella quale i prodotti della combustione si espandono fornendo il lavoro esterno e quello che viene assorbito dal compressore.

Tutte le turbine a gas recenti sono a combustione continua: in esse cioè la combustione avviene a pressione costante in un flusso continuo di aria, in modo che il compressore e la turbina lavorano a regime costante; sono state però costruite anche turbine, dette a scoppio, nelle quali la combustione si effettua a volume costante in una o più camere alternativamente riempite con una miscela di aria e combustibile e vuotate dei prodotti della combustione e che perciò sono munite di valvole di ammissione e di scarico.

Evoluzione della turbina a gas. - Il primo brevetto sulle turbine a gas che si ricordi è stato concesso in Inghilterra nel 1791 a John Barber per una turbina a pressione costante con compressore alternativo; la prima turbina a gas che sia stata effettivamente costruita è invece quella brevettata da Stolze nel 1872: essa funzionava a pressione costante ed era simile a quelle attuali con compressore assiale, ma ebbe alle prove un completo insuccesso. Lo stesso fu della turbina con compressore centrifugo di Armengaud e Lemale, costruita fra il 1903 ed il 1909, nella quale il rendimento non superò il 3% (v. motore, XXIII, p. 975).

Le ragioni che impedivano la pratica realizzazione delle turbine a gas erano soprattutto lo scarso rendimento dei compressori e la mancanza di materiali atti a sopportare le alte temperature occorrenti per un buon rendimento del ciclo termico. Si è cercato di superare la difficoltà derivante dal basso rendimento del compressore ricorrendo al ciclo a scoppio, che consente di ridurre o addirittura eliminare il lavoro di compressione; varie turbine funzionanti con tale ciclo sono state costruite da Holzwarth (vedi XXIII, p. 976) e due di esse sono state anche impiegate industrialmente, ma i progressi che si sono ottenuti nel frattempo nella costruzione dei compressori, ed in particolare di quelli assiali, hanno fatto perdere interesse alle turbine a scoppio rendendo possibile la costruzione di quelle a combustione continua.

Le ragioni principali per le quali risultano preferibili le turbine a combustione continua sono le seguenti: a) col ciclo a volume costante i gas attraversano la turbina con velocità che varia periodicamente fra limiti molto estesi, perciò il rendimento della palettatura risulta notevolmente inferiore a quello che può ottenersi con un flusso costante; b) nelle turbine a scoppio le valvole di ammissione e scarico del gas dalle camere di combustione con i meccanismi per il loro comando costituiscono una notevole complicazione, inoltre le valvole di scarico, che devono essere refrigerate, dànno luogo a sensibili perdite per laminazione e raffreddamento dei gas; nelle turbine a combustione continua non si ha invece alcuna valvola di intercettazione nel circuito del gas; c) il sistema a scoppio non è adatto per i cicli complessi che consentono di raggiungere più alti rendimenti.

Turbine a gas a ciclo aperto. - Turbina ad un solo stadio senza ricupero di calore. - In una turbina a gas del tipo semplice già descritto, costituita cioè da un compressore, da una camera di combustione e da una turbina propriamente detta (fig. 9) il ciclo teorico seguito dal fluido è quello di Joule, rappresentato nella fig. 10 in coordinate p-v e T-S. Esso è composto da due adiabatiche, 1-2 e 3-4, che corrispondono rispettivamente alle fasi di compressione ed espansione, e da due isobare di cui una, 2-3, rappresenta la fase di combustione e l'altra, 4-1, la fase di sottrazione del calore. Durante la fase 4-1 non si ha effettivamente una sottrazione di calore dal fluido, ma questo viene sostituito con un'uguale quantità di aria fresca aspirata dall'atmosfera, ciò che equivale termicamente ad un raffreddamento a pressione costante.

In realtà la compressione e l'espansione non avvengono adiabaticamente, poiché in queste fasi viene comunicato al fluido il calore prodotto dalle resistenze passive; il ciclo reale assume perciò la forma 1-2′-3-4′. In questo ciclo non sono considerate le perdite di carico che il fluido subisce prima di entrare nella turbina e di cui può tenersi conto nel rendimento del compressore, né le variazioni di peso del fluido per effetto della combustione, le quali sono generalmente inferiori al 2% del peso di aria in circolazione e possono ritenersi compensate, almeno in parte, dalle fughe attraverso i manicotti di tenuta.

Il lavoro motore teoricamente fornito dalla turbina nel caso di perdite nulle è rappresentato nel diagramma p-v dall'area b 3 4 a ed è espresso da

essendo k l'esponente dell'adiabatica (supposto costante) ed essendosi posto

Analogamente il lavoro di compressione, sempre nel caso di perdite nulle, è rappresentato dall'area a 12 b e viene dato da

Se si indica con η_t il rendimento interno della sola turbina e con η_c quello del compressore, la differenza fra il lavoro indicato che vien sviluppato nella turbina e quello assorbito dal compressore rappresenta il lavoro indicato complessivo

Il lavoro equivalente alla quantità di calore ceduta al fluido durante la fase di combustione 2′-3 è

essendo c_p il calore specifico del fluido a pressione costante, A l'equivalente termico del lavoro e τ = T₃/T₁ il rapporto fra le temperature estreme del ciclo.

Il rendimento termico reale è perciò dato da

Ponendo η_c = η_t = 1 si ottiene il rendimento termico teorico

che coincide con quello del ciclo Beau de Rochas (v. XXIII, p. 956). Indicando con ρ_m i rendimenti meccanici della sola turbina e del solo compressore, supposti uguali fra loro, il lavoro effettivo sull'albero della turbina a gas è

perciò il rendimento meccanico complessivo della turbina a gas vien dato da

Se si tien conto che ρ_m è molto vicino all'unità e che conseguentemente può scriversi con grande approssimazione 1/ρ_m = 2 − ρ_m, l'espressione suddetta può porsi sotto la forma

essendo

Dalla formola [2] e più chiaramente dal diagramma della fig. 11 si vede che η_m è sempre minore di ρ_m e, a parità di ρ_m, varia notevolmente al variare di η_c, η_t, τ e z; non può quindi assumersi per esso un valore medio come si usa fare nei calcoli di orientamento degli altri tipi di macchine. Se vi sono meccanismi che prendono movimento dall'albero della turbina ed assorbono la frazione x della potenza effettiva del complesso, il valore di η_m calcolato come sopra va moltiplicato per il coefficiente di riduzione (1 − x).

Indicandosi infine con η_k il rendimento della combustione, il rendimento totale è espresso dal prodotto

Nella fig. 12 sono riportati i diagrammi dei rendimenti termici reali in funzione del rapporto di compressione p₂/p₁ per differenti valori di τ. Da essi si rileva che al crescere di τ aumenta notevolmente il rendimento della turbina a gas ed aumenta pure il rapporto di compressione più favorevole. Il rendimento si annulla per τ = z/η_c η_t; quindi, per un dato rapporto di compressione, se i rendimenti della turbina e del compressore ed il rapporto fra le temperature estreme non sono sufficientemente alti, è impossibile anche da un punto di vista puramente teorico che la turbina a gas possa funzionare. È da notare come la turbina a gas sia molto sensibile alla temperatura ambiente: una diminuzione di questa non solo fa aumentare il rendimento per l'aumento del rapporto fra la temperatura massima (supposta costante) e quella minima ma, facendo aumentare la densità dell'aria e quindi la portata in peso del compressore, fa anche aumentare notevolmente la potenza che la turbina a gas può fornire.

Il rendimento totale ottenuto praticamente nelle turbine a gas del tipo semplice che si è considerato si aggira intorno a 0,2, valore questo alquanto più basso di quelli dei motori Diesel ed anche degli impianti più perfezionati a vapore; è da tenersi inoltre presente che in questi ultimi si possono bruciare combustibili più economici, non ancora impiegabili nelle turbine a gas a ciclo aperto. Le turbine di questo tipo trovano perciò impiego, specialmente per moderate potenze, quando si preferiscano al basso consumo di combustibile la semplicità, il minore peso e il minore costo dell'impianto.

Turbina ad uno stadio con ricupero di calore. - Il rendimento può essere aumentato mediante un ricuperatore di calore R (fig. 13), nel quale i gas caldi che si scaricano dalla turbina riscaldino l'aria compressa prima che questa entri nella camera di combustione. Nel diagramma T-S (fig. 14) l'area A′ 2′ 3 B rappresenta il calore complessivamente fornito all'aria nella fase di riscaldamento e l'area A 1 4′ B′ quello asportato dai gas di scarico. Di quest'ultimo la parte rappresentata dall'area C 5 4′ B′ viene ceduta dai gas nel ricuperatore, ma quella effettivamente ricevuta dall'aria compressa, rappresentata dall'area A′ 2′ 6 D, è lievemente inferiore alla C 54′ B′ a causa delle inevitabili dispersioni di calore verso l'esterno. In definitiva le calorie che devono essere fornite al fluido dalla combustione si riducono all'area D 6 3 B.

Si definisce rendimento del ricuperatore il rapporto fra il calore effettivamente ricevuto dall'aria compressa e quello ceduto dai gas di scarico

La quantità di calore ceduta dai gas è minore di quella che corrisponde al salto di temperatura disponibile (T′₄ − T′₂) perché per la trasmissione del calore attraverso le pareti del ricuperatore occorre una differenza ΔT di temperatura fra il gas e l'aria da riscaldare, differenza che è tanto minore quanto maggiore è la superficie di trasmissione. La efficienza del ricupero, ossia la frazione del calore disponibile che il ricuperatore è capace di utilizzare, può quindi essere espressa da

Per determinare il rendimento del ciclo con ricupero si osservi ancora che il calore fornito al fluido può considerarsi suddiviso in due parti, di cui una,

è uguale al calore che viene trasformato in lavoro nella turbina (area E 7 3 B) e l'altra, data da

corrisponde a quella parte del calore contenuto nei gas allo scarico dalla turbina, che sarebbe ricuperabile in un ricuperatore di efficienza uguale all'unità (area A′ 2′ 7 E). Il rendimento termico reale del ciclo con ricupero risulta perciò espresso dalla seguente formula:

Nella fig. 16 sono riportati i diagrammi dei rendimenti termici reali calcolati con questa formula. Da essi risulta che il vantaggio del ricupero diminuisce all'aumentare del rapporto di compressione, com'è ovvio per il fatto che, se si aumenta il rapporto di compressione mantenendo inalterata la temperatura massima del ciclo, diminuisce la temperatura allo scarico dalla turbina mentre aumenta quella di mandata del compressore. L'utilità del ricuperatore si annulla quando le due temperature suddette diventano eguali, ciò che però si verifica per un valore del rapporto di compressione notevolmente maggiore di quello di massimo rendimento. È da rilevare che l'espressiorie del rendimento termico data dalla suddetta formola (4) non tiene conto della maggiore caduta di pressione che si ha tanto sulla mandata del compressore quanto allo scarico dalla turbina per la resistenza all'efflusso opposta dal ricuperatore, la quale equivale ad una diminuzione del rendimento interno sia del compressore sia della turbina: perciò l'effettivo guadagno nel rendimento è alquanto minore di quello che risulta dal confronto dei diagrammi delle figg. 12 e 16.

Turbine a più stadî di compressione ed espansione, con e senza ricupero. - Il lavoro assorbito dalla compressione è minore se questa invece che adiabaticamente avviene a temperatura costante; non essendo però possibile ottenere una compressione isoterma, che richiederebbe una refrigerazione continua, ci si avvicina praticamente all'isoterma frazionando la compressione in più stadî ed eseguendo delle refrigerazioni intermedie. Analogamente il lavoro sviluppato dalla espansione è maggiore se questa è frazionata in più turbine con riscaldamenti intermedî. In tal modo ci si approssima al ciclo teorico costituito da due isobare e due isoterme, il quale, nel caso di ricupero completo (ciclo di Ericsson), realizza un rendimento uguale a quello del ciclo di Carnot compreso fra gli stessi limiti di temperatura. È da notare però che, se si abbassa la temperatura di fine compressione con le refrigerazioni intermedie, occorre fornire al fluido una maggiore quantità di calore per portarlo alla temperatura di ammissione nella turbina e che nei riscaldamenti intermedî si spende dell'altro calore che viene sfruttato solo in una parte dell'espansione; quindi se il ricupero è parziale o nullo il vantaggio nel rendimento è minore e può anche mancare. Con la suddivisione in più stadî si ha però un altro vantaggio, in quanto aumenta il rapporto di compressione al quale corrisponde il rendimento massimo e diminuisce in conseguenza la quantità di aria che occorre per sviluppare una data potenza. Ne consegue che le dimensioni delle singole macchine risultano minori e si può avere anche una riduzione nel peso e nel costo dell'intero impianto; si possono altresì costruire impianti di potenza maggiore, senza raggiungere dimensioni proibitive per le turbine ed i compressori.

Consideriamo una turbina a gas con m stadî di compressione che abbiano lo stesso rapporto di compressione e con n stadî di espansione aventi uguale rapporto di espansione: se in tutte le refrigerazioni intermedie il fluido viene riportato alla temperatura iniziale T₁ (fig. 15), il lavoro teorico di compressione per ogni stadio viene dato da

essendosi posto

e

Se in tutti gli stadî di espansione si ha la stessa temperatura massima T₃, il lavoro teorico di espansione sarà

essendo

risulta quindi per l'intero ciclo un lavoro indicato

Il lavoro equivalente al calore fornito al fluido si calcola in modo analogo a quanto è stato fatto nel caso della turbina ad uno stadio con ricuperatore: esso vien dato da

perciò risulta un rendimento termico reale

Ponendo in questa formula η_c = η_t = 1 ed ε uguale ad 1 o a 0 si hanno i rendimenti termici teorici rispettivamente per i cicli con e senza ricupero di calore. Per m = n = 1 si ha il caso già esaminato dell'impianto ad unico stadio con ricupero di calore (form. 4) e se è anche ε = 0 si ha il caso della turbina semplice senza ricupero (form. 1). Infine ponendo m = n = ∞ si ottiene il rendimento termico corrispondente ad una compressione ed una espansione isotermiche

rendimento che, quando si faccia ε = 1, η_c = η_t = 1, risulta, come già detto, uguale a quello del ciclo di Carnot.

Nella formola 3, che dà il rendimento totale della turbina a gas, si introdurrà il valore di η_m dato dalla formola 2 o dal diagramma della fig. 11 ponendo però

espressione che per m = n viene a coincidere con quella data per la turbina ad un solo stadio.

Nella fig. 17 sono riportati i diagrammi del rendimento termico reale per ε= 0,75 e per m = n; da questi diagrammi si rileva che passando da uno a più stadî l'aumento del rendimento è dapprima sensibile, ma va poi rapidamente attenuandosi. Poiché invece le perdite inerenti alle parti che vengono aggiunte aumentano press'a poco proporzionalmente al numero degli stadî, in pratica non conviene frazionare molto la compressione e l'espansione: infatti negli impianti che sono stati costruiti finora non si sono mai adottati più di tre stadî per la compressione e di due per la espansione. Nella fig. 18 sono riportati gli analoghi diagrammi per ε = 0. Ambedue le figure mostrano come crescendo il numero degli stadî convenga adottare un maggior rapporto di compressione: nelle turbine già costruite questo rapporto è compreso generalmente fra 3 e 6 per impianti ad uno stadio e fra 10 e 12 per impianti a più stadî.

Le turbine di alta e bassa pressione vengono normalmente messe su alberi indipendenti, perché ciò consente una maggiore libertà nella regolazione e nella scelta della velocità di rotazione delle singole macchine. Poiché sia per le turbine che per i compressori di bassa pressione convengono velocità di rotazione minori che per le corrispondenti unità di alta pressione, nei complessi a ciclo aperto si suole accoppiare la turbina di AP con il compressore di AP e la turbina di BP con íl compressore di BP.

La massima potenza finora raggiunta nelle turbine a gas è quella del gruppo da 27.000 kW della centrale elettrica di Beznau (Svizzera), costruito nelle officine di Baden della Società Brown Boveri. La fig. 19 dà lo schema del gruppo, che funziona a ciclo aperto ed ha tre stadî di compressione e due di espansione; la fig. 20 rappresenta il modello dell'intera centrale, che comprende anche un gruppo analogo da 13.000 kW.

Allo stato attuale della tecnica la potenza di 27.000 kW può essere considerata eccezionale per le turbine a gas a ciclo aperto; essa è stata ottenuta dividendo in due flussi il compressore e la turbina di BP. Il campo di normale applicazione del ciclo aperto a più stadî si può ritenere che sia compreso fra i 5000 ed i 15.000 kW, mentre per le potenze minori sono più adatte le turbine a un solo stadio.

Per il gruppo suddetto da 27.000 kW è stato garantito un rendimento totale di 0,34 con temperatura ambiente di 5° C e temperatura di ammissione nelle turbine di 600° C (τ = 3,14). Per il gruppo da 13.000 kW il rendimento garantito nelle stesse condizioni è di 0,306. Questi rendimenti sono raggiunti grazie all'ampia superficie dei ricuperatori di calore ed alla bassa temperatura dell'aria ambiente, temperatura che si è potuta ammettere poiché la centrale è sistemata in località fredda ed è destinata a funzionare solo nei mesi invernali come riserva per le centrali idroelettriche. Per temperatura ambiente di 20° C i rendimenti suddetti diminuiscono di circa 0,02, come può facilmente ricavarsi dalla formula 5.

Regolazione ed avviamento delle turbine a ciclo aperto. - I valori dei rendimenti che sono stati indicati valgono naturalmente per le condizioni di pieno carico: ai carichi ridotti il rendimento è minore perché diminuendo la quantità di combustibile si abbassa necessariamente la temperatura di ammissione dei gas nella turbina.

Per rendere meno sensibile la diminuzione di temperatura si abbassa, quando è possibile, ai carichi ridotti la velocità del compressore di BP in modo da diminuire insieme al combustibile anche la portata di aria. Nelle turbine ad uno stadio ciò può essere ottenuto, anche quando la velocità dell'utente deve rimanere costante o deve variare con legge differente da quella del compressore, se si suddivide l'espansione in due turbine in serie su alberi indipendenti e si accoppia il compressore alla turbina di AP e l'utente a quella di BP; regolando la quantità di combustibile in modo che la velocità della BP sia quella desiderata, la turbina di AP rallenta automaticamente al diminuire del carico e il compressore fornisce una minore quantità d'aria.

Negli impianti con due stadî di espansione e due o più stadî di compressione per ottenere lo stesso scopo si accoppia invece l'utente al gruppo di AP. Basta una diminuzione relativamente piccola nella temperatura a monte della turbina di BP per ridurre la velocità di rotazione del gruppo ed avere una notevole variazione nel rapporto di compressione e nella portata del compressore di BP e quindi nella potenza utile del complesso; naturalmente viene regolata anche la quantità di combustibile bruciata nella camera di combustione di AP per evitare che variando la portata la temperatura superi il valore stabilito.

Vi è una velocità di rotazione minima, al disotto della quale il lavoro fornito dalle turbine non è sufficiente a muovere i compressori e la macchina si ferma; all'avviamento è necessario raggiungere questa velocità con l'ausilio di mezzi esterni, e ciò si ottiene sistemando un motore di avviamento, che di solito è elettrico, su ogni albero che porta dei compressori. Man mano che il complesso si avvia interviene in aiuto a questi motori la potenza sempre crescente fornita dalle turbine; la potenza esterna occorrente per l'avviamento è perciò una piccola frazione di quella dell'impianto, generalmente fra il 2 ed il 5%, variando a seconda del tempo previsto per l'avviamento e della temperatura dei gas nel periodo iniziale di funzionamento: più alta è la temperatura e minore risulta la potenza esterna necessaria per l'avviamento, ma maggiore è il tormento termico della macchina.

Turbine a gas a ciclo chiuso. - Negli impianti a ciclo chiuso l'aria calda che ha lavorato nella turbina non si scarica all'atmosfera ma è nuovamente aspirata dal compressore, dopo aver attraversato un refrigeratore che la riporta alla temperatura iniziale; essa viene poi riscaldata indirettamente in un riscaldatore a tubi perché rimanendo sempre in circuito non può prendere parte alla combustione.

Caratteristica del ciclo chiuso è che l'aria rimane completamente separata dall'atmosfera ed ha perciò all'entrata nel compressore una pressione indipendente da quella dell'ambiente. Se si aumenta la pressione in un punto qualsiasi del circuito, mantenendo costanti le velocità di rotazione delle singole macchine e la temperatura massima del ciclo, non cambiano né le altre temperature né i rapporti fra le pressioni nei varî punti del circuito; rimangono perciò invariate le velocità del fluido, i rendimenti interni della turbina e del compressore e il rendimento termico reale del ciclo. Aumentano, invece, proporzionalmente alla pressione le potenze indicate e migliorano in conseguenza i rendimenti meccanici delle singole macchine e, in misura ancora maggiore, quello dell'intero complesso. Nella fig. 21 è rappresentato lo schema della turbina a gas a ciclo chiuso realizzata dalla società Escher Wyss di Zurigo, secondo il sistema ideato da J. Ackeret, professore del Politecnico di Zurigo, e da C. Keller, capo della sezione Ricerche della stessa Società.

In questa turbina la potenza è regolata variando la pressione dell'aria nel circuito; essa viene cioè ridotta facendo scaricare una certa quantità di aria in un serbatoio a bassa pressione S₁ e viene aumentata prelevando dell'aria da un serbatoio ad alta pressione S₂. La quantità di combustibile bruciata è poi regolata automaticamente in modo da mantenere inalterata la temperatura massima dell'aria. Questo sistema permette di ridurre il carico senza diminuire il rendimento termico del ciclo, ma costringe a consumare energia per pompare l'aria dal serbatoio di BP a quello di AP e richiede un certo tempo per effettuare la regolazione. Per ridurre rapidamente la potenza si fa invece passare una parte dell'aria dalla alta alla bassa pressione senza eseguire lavoro, per esempio con una derivazione D intorno alla turbina di BP come è rappresentato nella fig. 21; per evitare un surriscaldamento del ricuperatore, l'aria che passa per D viene raffreddata in un piccolo refrigeratore F′. Questo sistema di regolazione rapida causa una notevole perdita e quindi deve intervenire solo per brevi periodi, finché non venga raggiunto il regime di pressioni corrispondente al nuovo carico.

La maggior pressione che si ha nel circuito chiuso in confronto a quello aperto consente di ridurre le dimensioni delle turbine e dei compressori a pari potenza sviluppata e, facendo aumentare i coefficienti di trasmissione del calore, riduce fortemente l'ingombro degli apparecchi di refrigerazione e di ricupero; nel ricuperatore la riduzione dell'ingombro è ancora maggiore per il fatto che i tubi, attraverso i quali avviene la trasmissione del calore, sono lambiti sia allo interno sia all'esterno da aria pura e non vengono quindi sporcati dai prodotti della combustione.

L'impianto risulta però più complesso per l'aggiunta del refrigeratore necessario a raffreddare l'aria a bassa pressione uscente dal ricuperatore e perché il riscaldatore d'aria è molto più grande e complicato della semplice camera di combustione che si ha nel circuito aperto; inoltre, le maggiori pressioni esistenti nel circuito chiuso richiedono speciali accorgimenti per ottenere la tenuta nei manicotti e per assicurare la resistenza alla pressione delle parti sottoposte ad alta temperatura.

Il riscaldamento indiretto dell'aria implica, come nelle caldaie a vapore, una perdita al camino, ma consente di impiegare senza particolare difficoltà qualunque tipo di combustibile. Per limitare le dimensioni del riscaldatore questo viene alimentato con aria compressa da un compressore C′, accoppiato a una turbina T′ funzionante a circuito aperto con i gas della combustione; questi gas prima di scaricarsi alla atmosfera preriscaldano l'aria compressa che va al riscaldatore, diminuendo in tal modo la perdita al camino.

L'espansione è normalmente suddivisa in due turbine in serie con o senza riscaldamento intermedio, la compressione è invece sempre frazionata in varî stadî con refrigerazioni intermedie. La turbina di BP è accoppiata all'utente e talvolta, per suddividere opportunamente la potenza fra le due turbine, anche al compressore di BP; gli altri compressori sono mossi dalla turbina di AP con cui formano un gruppo a sé che ruota a velocità costante, e quindi nelle migliori condizioni di rendimento, qualunque sia la potenza richiesta dall'utente.

Per il rendimento degli impianti a ciclo chiuso valgono le formole [2], [3], [5] e [6]; è solo da tener presente che in questo caso η_k rappresenta il rendimento di tutto l'apparecchio di riscaldamento ed ha un valore notevolmente più basso che non negli impianti a ciclo aperto, comprendendo anche la perdita al camino e quelle del gruppo di sovralimentazione. Nella fig. 22 sono riportati i diagrammi del rendimento termico reale per i casi che si presentano comunemente negli impianti a ciclo chiuso. Si è considerato come caso pratico ε = 0,9, data la possibilità di ottenere in questi impianti un ricupero quasi completo.

Il rendimento termico delle turbine a gas a ciclo chiuso risulta sensibilmente più elevato di quello che può ottenersi, a parità di temperature estreme e di numero di stadî, negli impianti a ciclo aperto, perché in questi per avere un'efficienza di ricupero altrettanto elevata occorrerebbero ricuperatori di dimensioni praticamente irrealizzabili. L'alto rendimento termico, insieme al maggiore rendimento meccanico complessivo che si ha per le ragioni già dette, consente di raggiungere negli impianti a ciclo chiuso, malgrado le perdite dovute al riscaldatore d'aria, un rendimento totale più elevato che non in quelli a ciclo aperto. Questo più elevato rendimento e la possibilità di limitare le dimensioni delle turbine, dei compressori e degli scambiatori di calore rende particolarmente adatto il ciclo chiuso per gli impianti di grande potenza, nei quali la maggiore complicazione non costituisce un inconveniente così grave come per i piccoli impianti.

Turbine a ciclo semichiuso. - Se da un circuito chiuso viene continuamente prelevata aria e sostituita con nuova aria, si hanno cicli misti, detti semichiusi, che possono considerarsi composti da un circuito chiuso e da uno aperto. Due differenti tipi di essi sono stati brevettati dalla Westinghouse Electric Co. e dalla Società Sulzer.

La fig. 23 mostra lo schema del sistema Westinghouse: il circuito chiuso comprende essenzialmente un compressore C₂, un ricuperatore R, una turbina T₁ ed un refrigeratore F; a monte della turbina T₁ si innesta un circuito aperto costituito da un compressore C₁, da una camera di combustione B e da una turbina T₂, perciò il fluido che lavora nelle due turbine risulta dal mescolamento dei gas che hanno lavorato nel circuito chiuso con quelli provenienti dalla camera di combustione. Questo sistema consente di regolare il regime delle pressioni nel circuito principale secondo la potenza da sviluppare variando la quantità di combustibile bruciata e quindi la velocità del gruppo C₁T₂ che lavora a ciclo aperto, ma presenta il grave inconveniente che i prodotti della combustione attraversano il compressore C₂ e gli scambiatori di calore R ed F depositando delle impurità che abbassano fortemente il rendimento della compressione ed ostacolano la trasmissione del calore: per questa ragione il sistema Westinghouse non è stato mai adottato.

L'inconveniente suddetto non si verifica nel sistema Sulzer nel quale il circuito chiuso è percorso unicamente da aria pura. Secondo uno dei primi e più semplici schemi studiati dalla Società Sulzer l'aria aspirata dall'atmosfera per mezzo del compressore C₁ (fig. 24) viene immessa nella parte a bassa pressione del circuito chiuso, mescolandosi con l'aria proveniente dal ricuperatore. Dopo aver attraversato gli altri compressori ed il ricuperatore, l'aria si divide nuovamente in due parti: una viene impiegata come comburente nella camera di combustione del riscaldatore A, si espande nella turbina T₂ e si scarica all'atmosfera, l'altra viene riscaldata indirettamente dai prodotti della combustione e chiude il ciclo attraverso una seconda turbina T₁ ed il ricuperatore R. Non vi è ricupero di calore dall'aria che si scarica all'atmosfera poiché questa, per la forte espansione subìta nella turbina T₂, ha temperatura non molto elevata. Negli impianti finora costruiti la Sulzer ha invece adottato lo schema della fig. 25, in cui l'espansione dal riscaldatore d'aria all'atmosfera è frazionata in due turbine T₂ e T₃ inserendo fra queste una camera di combustione B dello stesso tipo di quelle impiegate per il ciclo aperto. Delle due turbine suddette quella di AP è accoppiata al compressore di BP e quella di BP fornisce la potenza utile; il gas che si scarica da quest'ultima turbina passa in un ricuperatore R₂ per riscaldare quella parte dell'aria ad alta pressione che è destinata alla combustione, mentre il resto dell'aria, che rimane nel circuito chiuso, passa attraverso l'altro ricuperatore R₁.

Il sistema Sulzer presenta caratteristiche analoghe a quello Escher Wyss perché consente di avere in tutto il circuito chiuso aria pura e perché il regime delle pressioni in questo circuito è variabile con il carico. Non si hanno però i serbatoi né una pompa apposita per la regolazione della potenza e, per quanto risulta, tale regolazione è ottenuta variando la velocità delle turbine collegate ai compressori: le pressioni e le portate di aria variano con il cambiamento del numero di giri, ma le temperature all'ingresso nelle turbine ed i rapporti delle velocità nelle palettature restano pressoché invariati.

Organi principali della turbina a gas. - Turbina. - La turbina propriamente detta non differisce sostanzialmente dalle turbine assiali a vapore; essa ha generalmente un minore numero di elementi ed una minore variazione nell'altezza delle palette dal primo all'ultimo elemento, essendo meno forti le variazioni di volume subìte dal fluido, ma sono analoghe le soluzioni costruttive sia a tamburo che a ruote.

La palettatura è studiata aerodinamicamente, con profilo variabile dalla base all'estremità delle palette (fig. 26); in essa il grado di reazione è crescente con la distanza dall'asse di rotazione, affinché le forze centrifughe derivanti dalla componente periferica della velocità di efflusso nel giuoco fra palette fisse e mobili siano equilibrate dal gradiente radiale della pressione. Non vi è quindi una netta distinzione tra turbine a reazione e ad azione, potendosi avere il funzionamento a pura azione solo ad una determinata distanza dall'asse di rotazione; per raggi maggiori si avrà reazione positiva, per raggi minori negativa. Si evita però di avere una reazione negativa, perché questa comporta una compressione del fluido nel passaggio attraverso le palette mobili, la quale sarebbe causa di una sensibile perdita di rendimento; nelle turbine che vengono dette ad azione si ha perciò generalmente reazione nulla alla base delle palette mobili e reazione positiva lungo il resto della paletta. La turbina a reazione, se i giuochi radiali sono sufficientemente piccoli, può avere un rendimento un po' maggiore di quella ad azione, ma questa, a parità di tipo di costruzione (a ruote e diaframmi oppure a tamburo), risulta più leggera e compatta, potendo utilizzare una maggiore caduta di calore in ogni elemento a pari velocità periferica. La palettatura ad azione è impiegata specialmente nelle turbine per aeroplani; nelle altre turbine è invece adottata più frequentemente la palettatura con grado di reazione intorno a 0,5.

Le palette ed i rotori delle turbine vengono normalmente costruiti, almeno nella parte sottoposta a più alte temperature, con acciai speciali o con altre leghe, contenenti metalli rari, che presentino migliori caratteristiche meccaniche oltre i 650 ÷ 700°C. Sono state realizzate delle leghe con le quali si possono raggiungere temperature di 800 ÷ 850° C nelle turbine per aereo, che hanno una vita relativamente breve, e di 700 ÷ 750° C nelle altre turbine per le quali si richiede una durata di gran lunga maggiore; il loro impiego è però limitato dall'alto prezzo e dalle notevoli difficoltà di lavorazione.

Per poter impiegare gas a temperature molto elevate sono stati escogitati varî sistemi di refrigerazione, con circolazione di acqua o di aria nell'interno del rotore e delle palette. L'acqua è un refrigerante più energico dell'aria, ma presenta maggiori difficoltà, richiedendo un circuito separato e stagno; l'aria invece può essere fornita dallo stesso compressore della turbina e può anche andare a mescolarsi con il fluido motore: sono stati anzi proposti dei sistemi di raffreddamento nei quali l'aria uscendo dalle palette crea intorno ad esse uno strato gassoso a temperatura relativamente bassa. La refrigerazione però sottrae calore al gas caldo e costituisce una complicazione costruttiva; perciò, pur essendo stata applicata nelle turbine Holzwarth e nei primi aeroplani a reazione costruiti in Germania, essa è attualmente usata solo in alcune turbine sotto forma di un soffio di aria fredda mandata dall'esterno sulle parti più sollecitate delle ruote. Non è da escludere però che gli esperimenti che si stanno eseguendo possano portare ad una soddisfacente soluzione del problema della refrigerazione. Una soluzione a cui ora si tende consiste nel fare le palette in acciaio raffreddate internamente e ricoperte all'esterno di materiali ceramici, ciò che permetterebbe di raggiungere temperature del gas molto elevate senza andare incontro a notevoli perdite di calore.

Nelle casse delle turbine e nelle tubolature che portano i gas caldi si cerca di ottenere un buon isolamento termico ed una sufficiente resistenza alla pressione interna senza ricorrere ad un esteso impiego di metalli pregiati. Una soluzione spesso adottata per le tubolature consiste nel farle a doppia parete: quella interna è in tubo sottile di acciaio speciale resistente alle alte temperature, quella esterna, che è protetta dalle sollecitazioni termiche, è proporzionata in modo da resistere alla pressione. La Escher Wyss interpone fra i due tubi un isolante e mette lo spazio occupato da questo in comunicazione con l'aria calda, affinché il tubo interno non venga sollecitato dalla pressione; la Allis Chalmers riempie lo spazio fra i tubi con un cemento che fa da isolante e nello stesso tempo scarica sul tubo esterno la pressione che i gas esercitano sul tubo interno; la Brown Boveri fa passare nell'intercapedine fra i due tubi dell'aria derivata daila mandata del compressore, la quale viene poi immessa nella turbina dirigendone il getto verso la base della prima fila di palette mobili, in modo da abbassare la temperatura di queste nel punto in cui è massima la sollecitazione meccanica.

Soluzioni analoghe sono state proposte anche per le casse delle turbine ma portano per queste a complicazioni e difficoltà costruttive molto maggiori.

Compressore. - I compressori usati nelle turbine a gas sono sempre rotativi: assiali, centrifughi o volumetrici. I primi raggiungono rendimenti migliori di quelli che possono ottenersi con gli altri tipi e possono fornire portate maggiori in una sola unità, sono quindi sempre impiegati per medie e grandi potenze; per le piccole portate sono invece meno indicati perché diminuendo l'altezza delle palette le perdite marginali assumono maggiore importanza. Per le potenze di qualche centinaio di cavalli si preferiscono perciò i compressori centrifughi a palette radiali, ma talvolta questi vengono impiegati anche per potenze maggiori, fino a circa 2000 CV. Per potenze limitate sono stati anche sperimentati i compressori volumetrici tipo Lysholm a rotori elicoidali (v. compressore, in questa App.) che presentano il vantaggio di mantenere pressoché costante il rendimento al variare del rapporto di compressione e della portata; essi sono però molto rumorosi ed ingombranti e sembra dubbio che possano essere adottati per grandi potenze.

Il compressore assiale non è invece adatto a funzionare in differenti condizioni di erogazione: per ridurre la portata occorre variare il numero dei giri, ma ciò produce una notevole riduzione del rapporto di compressione e del rendimento. Con numero di giri costante, riducendosi la portata del 15 ÷ 25%, si manifestano dei fenomeni di instabilità nel funzionamento, noti sotto il nome di pompaggio: essi consistono in oscillazioni della pressione di mandata, accompagnate da rumore, da una brusca diminuzione del rendimento e da vibrazioni meccaniche che sono tanto più violente quanto maggiore è la velocità di rotazione e possono anche produrre serî danni alla macchina. Lo stesso fenomeno si manifesta pure nei compressori centrifughi, ma per maggiori riduzioni della portata (40 ÷ 50% del valore normale). È questa una delle ragioni per le quali le turbine a gas a ciclo aperto sono poco adatte a funzionare con carichi e velocità ridotti senza una forte perdita nel rendimento. Per evitare il pompaggio, che facilmente si verifica all'avviamento, si sistemano spesso sulla mandata o in punti intermedî dei compressori degli sfoghi d'aria che vengono aperti quando la portata tende a scendere al disotto del limite di funzionamento stabile.

Costruttivamente i compressori assiali possono essere a ruote o a tamburi come le turbine; essi hanno però sempre un numero di elementi molto maggiore di queste ultime perché il rapporto di compressione che può raggiungersi in un elemento del compressore è molto minore del rapporto di espansione che si ha negli elementi delle turbine. Le palette sono a profilo aerodinamico; in esse il grado di reazione è per lo più variabile dalla radice alla estremità ma talvolta, per alte velocità, è costante ed uguale a 0,5, intendendosi per grado di reazione il rapporto fra l'aumento di pressione statica prodotto nella fila mobile e l'aumento che si ha nell'intero elemento.

Nella fig. 28 sono rappresentati schematicamente tre tipi di palettatura impiegati nei compressori delle turbine a gas. Nel tipo a le palette fisse e mobili hanno profili simmetrici e sono orientate simmetricamente rispetto ad un piano assiale; i triangoli delle velocità risultano pure simmetrici e quindi il grado di reazione è 0,5. Per dare all'aria, che arriva alla palettatura in direzione assiale, la componente periferica della velocità che essa deve avere all'ingresso nella prima fila mobile occorre che questa sia preceduta da una fila di palette distributrici di profilo appropriato; analogamente dopo l'ultima fila mobile deve esservi una speciale fila di palette fisse che riporti la corrente di aria in direzione assiale. La palettatura del tipo b ha la caratteristica che la velocità assoluta di entrata nelle palette mobili e di uscita da quelle fisse è diretta assialmente: essa quindi comincia con una fila mobile e termina con una fissa. L'aumento di pressione si verifica quasi completamente nelle palette mobili perché, come si rileva dai triangoli delle velocità, la variazione di energia cinetica nelle palette fisse è piccola ed è perciò piccolo anche l'aumento di pressione: il grado di reazione è poco inferiore a 1. Nella palettatura del tipo c la velocità assoluta di entrata nelle palette fisse e di uscita da quelle mobili è diretta assialmente: perciò la prima fila deve essere fissa e l'ultima mobile. Nelle palette fisse si ha aumento di velocità e caduta di pressione; il grado di reazione risulta quindi superiore all'unità perché nelle palette mobili l'aumento di pressione deve essere maggiore di quello dell'intero elemento.

Dalla figura si rileva che la velocità periferica u è nel tipo a maggiore della velocità relativa w₁ di ingresso dell'aria nelle palette mobili, e negli altri due tipi minore. Poiché la velocità relativa dell'aria non deve raggiungere la velocità del suono per evitare le perdite inerenti alle onde d'urto che si formano a questa velocità, nei compressori del tipo a si possono avere velocità periferiche più forti che negli altri due tipi, ed anche superiori alla velocità del suono; si hanno inoltre maggiori prevalenze nei singoli elementi e possono adottarsi più elevate velocità assiali, ottenendo quindi compressori di minori dimensioni, ciò che rende questo tipo particolarmente adatto per aviazione e per unità di grande potenza. Per quanto risulta esso è stato adottato dalla Brown Boveri, attualmente la maggiore costruttrice di turbine a gas. Il tipo b di palettatura è conveniente quando non si vogliono raggiungere velocità periferiche molto elevate: viene impiegato in molti impianti terrestri (fig. 30) ed anche in qualche turboreattore. Il tipo c è adatto per piccole portate, perché funziona con basse velocità periferiche ed assiali; a pari rapporto di compressione richiede però un numero di elementi maggiore degli altri due tipi: è stato adottato dalla Escher Wyss per l'impianto sperimentale a ciclo chiuso ove, per la limitata potenza e la forte pressione, si ha una piccola portata volumetrica.

Camera di combustione e riscaldatore d'aria. - Nelle turbine a gas a ciclo aperto che funzionano con combustibili liquidi le camere di combustione, le quali possono essere una o più in parallelo per ogni stadio, sono costituite in generale da due involucri coassiali: quello interno, in cui si svolge la combustione, è formato da una lamiera sottile di materiale resistente alle altissime temperature, mentre quello esterno è proporzionato in modo da resistere alla pressione.

Nell'involucro interno viene introdotta, insieme al combustibile iniettato dai bruciatori, la quantità di aria necessaria perché la combustione sia rapida e completa; il resto dell'aria fornita dal compressore, la quale è in quantità molto maggiore della precedente, non prende parte alla combustione ma passa nell'intercapedine fra i due involucri, raffreddando l'involucro interno, e poi si mescola gradualmente ai prodotti della combustione formando un miscuglio alla temperatura che deve aversi all'entrata nella turbina.

Per i combustibili gassosi si usano sistemazioni analoghe; occorre però un compressore apposito per portare il gas alla pressione esistente nella camera di combustione, se esso non è già disponibile a pressione sufficientemente alta.

Particolari difficoltà, non ancora completamente superate, si incontrano nell'impiego del carbone, sia per ottenere una combustione completa, sia per eliminare le ceneri e le scorie; le soluzioni proposte sono di gasificare il combustibile prima dell'introduzione nella camera di combustione mediante un gasogeno sotto pressione, oppure di iniettarlo pneumaticamente sotto forma di polvere minutissima e di eliminare poi per forza centrifuga le ceneri che rimangono in sospensione nei gas di combustione.

Nelle turbine a ciclo chiuso il riscaldamento indiretto dell'aria avviene in un riscaldatore costituito da fasci di tubi di piccolo diametro percorsi internamente dall'aria da riscaldare e lambiti all'esterno dai prodotti della combustione. Questo riscaldatore risulta sempre di notevoli dimensioni, occorrendo un'ampia superficie tubolare per la trasmissione del calore, e rappresenta una parte notevole del costo dell'impianto perché i tubi devono essere costruiti con leghe speciali, almeno nelle parti sottoposte alle più alte temperature; a ciò si aggiunge l'ingombro ed il costo del turbocompressore per la sovralimentazione e dello scambiatore di calore per il preriscaldamento dell'aria comburente. Il rendimento complessivo dell'impianto di riscaldamento non può essere molto superiore a 0,9 per le perdite al camino e le altre inevitabili dispersioni di calore; nelle camere di combustione delle turbine a ciclo aperto si possono invece raggiungere rendimenti elevatissimi, prossimi all'unità, quando siano accuratamente evitate le perdite di calore.

Negli impianti a ciclo semichiuso del tipo Sulzer il riscaldatore dell'aria è analogo a quello del ciclo chiuso, ma è più piccolo perché la combustione avviene a pressione maggiore e perché solo una parte del calore viene trasmesso attraverso le pareti dei tubi, rimanendo il resto nei gas combusti che si scaricano all'atmosfera attraverso la turbina che fornisce il lavoro esterno.

Ricuperatore di calore. - I ricuperatori di calore sono generalmente costituiti da fasci di tubi percorsi da una parte dai gas caldi e dall'altra dall'aria compressa. Negli impianti a ciclo aperto si fanno di solito passare i gas combusti nell'interno dei tubi per facilitare la pulizia periodica di questi; quando però il ricuperatore è di piccole dimensioni si preferisce farli passare all'esterno e trasversalmente ai tubi per avere una sezione di passaggio sufficientemente ampia. Negli impianti a ciclo chiuso l'aria calda e quella da riscaldare si muovono sempre in controcorrente, in modo da rendere minima la differenza di temperatura fra l'entrata della prima e l'uscita della seconda. L'aria compressa passa di regola nell'interno dei tubi e quella a bassa pressione, che ha un volume maggiore ed un minore coeffificiente di trasmissione, all'esterno. Per i ricuperatori degli impianti a ciclo semichiuso, si seguono le stesse norme, ma, nel caso dello schema della figura 24, la temperatura che può raggiungere l'aria compressa, rimane notevolmente al disotto di quella dell'aria che si scarica dalla turbina, perché la prima è in quantità maggiore della seconda.

Negli impianti a ciclo chiuso e semichiuso i ricuperatori percorsi solo da aria pura possono essere costituiti da un fascio (fig. 31) molto fitto di tubi di piccolo diametro (anche meno di 1 cm), realizzando in un volume relativamente limitato grandi superfici di trasmissione, e ciò, insieme alle altre ragioni già dette, consente di avere una elevata efficienza (circa 0,9) con dimensioni non eccessive. Negli impianti a ciclo aperto invece le condizioni sono meno favorevoli e non si scende con i tubi a diametri molto inferiori a 2 cm per il pericolo di intasamento; non si può perciò superare un'efficienza di 0,7 ÷ 0,8 senza incorrere in dimensioni esagerate dei ricuperatori. Per questa ragione si cerca di realizzare ricuperatori rotativi che consentirebbero una notevole economia di peso ed ingombro, ma è difficile risolvere il problema di una soddisfacente tenuta fra l'aria compressa ed i gas a bassa pressione.

Principali applicazioni delle turbine a gas. - Le turbine a gas a ciclo aperto sono già state impiegate per l'accoppiamento con elettrogeneratori, per la propulsione aerea e navale, per la trazione ferroviaria e, come macchina ausiliaria, per il funzionamento di impianti chimici e metallurgici. Le turbine a gas a ciclo chiuso e semichiuso non hanno ancora superato completamente la fase sperimentale: esse sono destinate a trovare largo impiego nelle centrali elettriche e negli apparati motori marini di media e grande potenza.

Centrali elettriche. - I tipi di turbine a gas che sono stati illustrati sono tutti adatti per l'accoppiamento con generatori elettrici. Quando si tratta di gruppi per centrali elettriche di riserva destinate a funzionare solo occasionalmente si può sacrificare il rendimento all'economia di costruzione ed alla semplicità di esercizio, perciò risulta in generale più conveniente il tipo di turbina a ciclo aperto senza ricuperatore. Per impianti che siano destinati a funzionare per lunghi periodi di tempo si adotteranno invece turbine a ciclo aperto con ricuperatore e con più stadî di compressione ed espansione oppure turbine a ciclo chiuso o semichiuso; queste ultime specialmente nel caso di gruppi di grande potenza.

Propulsione aerea. - Nelle turbine a gas per aerei sono requisiti essenziali la leggerezza ed il minimo ingombro frontale; esse sono perciò del tipo più semplice, con compressore assiale o centrifugo e più camere di combustione in parallelo disposte longitudinalmente in modo da non oltrepassare le dimensioni trasversali del compressore e della turbina. Le numerose camere di combustione distribuite intorno all'albero possono anche essere fuse in un'unica camera di forma anulare, alimentata da più bruciatori.

Se la propulsione è ad elica si possono avere due turbine, una di AP accoppiata al compressore ed una di BP accoppiata all'elica; fra esse però non vi è riscaldamento intermedio, poiché la separazione delle due turbine ha il solo scopo di rendere indipendente la velocità dell'elica da quella del compressore; vi può anche essere un piccolo ricuperatore. Se la propulsione è a pura reazione la seconda turbina manca ed i gas, ancora a pressione abbastanza elevata, si scaricano direttamente all'atmosfera attraverso un ugello (fig. 32) dando per reazione la spinta propulsiva (v. reazione, in questa App.); in questo caso la turbina a gas ha solo la funzione di generatore di gas ed il complesso motore prende il nome di turboreattore. Elemento caratteristico del turboreattore è la spinta e non la potenza poiché la prima può misurarsi al banco di prova, mentre la seconda è approssimativamente proporzionale alla velocità di avanzamento e si annulla con questa.

Propulsione navale. - La turbina a gas, essendo una macchina non reversibile e poco atta a funzionare con velocità di rotazione fortemente variabili, non può essere applicata alla propulsione navale senza speciali accorgimenti che rendano possibile la inversione di marcia e la regolazione economica della velocità. Non è conveniente per essa risolvere il problema dell'inversione, come nelle turbine a vapore, mediante una speciale unità di marcia indietro accoppiata permanentemente all'asse dell'elica, perché occorrerebbe, durante la marcia avanti, creare in essa il vuoto per ridurre la resistenza al moto opposta dalla palettatura; la turbina di marcia indietro dovrebbe quindi essere collegata all'albero dell'elica per mezzo di un giunto (idraulico o elettromagnetico) che permetta l'accoppiamento anche durante il moto e sotto carico. La soluzione più semplice, alla quale si tende attualmente, è di impiegare un'elica a passo variabile che consenta di invertire il moto della nave senza cambiare il senso di rotazione e permetta anche di variare la velocità della nave indipendentemente dalla velocità di rotazione della turbina; questo sistema è stato impiegato con buon risultato per potenze limitate, ma non è stato ancora sperimentato per potenze rilevanti. La trasmissione elettrica risolve nel modo più completo il problema, ma presenta l'inconveniente di rendere più complesso l'apparato motore, di aumentarne il peso ed il costo e di abbassarne il rendimento anche a carico normale; con l'elica a passo variabile si ha invece una riduzione sensibile di rendimento solo quando l'orientamento delle pale si allontana notevolmente da quello studiato per la normale navigazione. Un sistema misto, proposto per le navi da guerra nelle quali la potenza di crociera rappresenta una piccola frazione di quella massima, prevede l'impiego di turbine a gas per la marcia avanti ad elevata velocità e di motori Diesel per la crociera e la manovra. L'accoppiamento delle turbine e dei compressori fra loro e con l'albero motore può essere fatto in varî modi a seconda delle caratteristiche richieste. Negli impianti a ciclo aperto il compressore e l'elica possono essere accoppiati alle stesse turbine oppure a turbine separate; questa seconda soluzione presenta il vantaggio di rendere più facile la regolazione e, nel caso di trasmissione ad ingranaggi, di rendere indipendente la velocità dei compressori da quella dell'elica.

Le turbine a ciclo aperto non sono convenienti per impianti marini di grande potenza perché, per avere un buon rendimento, richiederebbero ricuperatori di grandi dimensioni, che non potrebbero essere sistemati a causa delle limitazioni di spazio esistenti sulle navi; esse inoltre per il forte eccesso d'aria della combustione richiederebbero condotti di aspirazione e scarico assai ingombranti. Altro inconveniente delle turbine a ciclo aperto è che la salsedine, che entra nel circuito trasportata dall'aria, si deposita sulle palette del compressore e ne abbassa sensibilmente il rendimento. Meglio si prestano per gl'impianti marini di grande potenza le turbine a ciclo chiuso e semichiuso: esse consentono una facile regolazione della potenza e della velocità di rotazione dell'albero motore, richiedono minori volumi d'aria e ricuperatori di dimensioni minori.

Trazione ferroviaria. - La turbina a gas per la trazione ferroviaria deve soddisfare ai seguenti requisiti: a) permettere l'inversione del moto e la regolazione della velocità di marcia; b) avere una coppia allo spunto sufficientemente elevata; c) non superare le dimensioni della sagoma limite; d) non richiedere grandi quantità di acqua di refrigerazione. Quest'ultima condizione esclude a priori tutti i sistemi a ciclo chiuso o semichiuso e a ciclo aperto con più stadî di compressione; d'altra parte, essendo la potenza limitata a poche migliaia di cavalli, si prestano bene per questo impiego le turbine a ciclo aperto ad un solo stadio. Vi può essere un ricuperatore ma questo, dovendo avere volume limitato, difficilmente riesce a superare un'efficienza di ricupero di 0,5.

Per l'inversione del moto e per la regolazione della velocità si incontrano le stesse difficoltà che si hanno negli apparati motori marini, con l'aggravante che la coppia richiesta allo spunto è molto forte e che la potenza non è legata in modo costante alla velocità. Anche in questo caso i problemi della regolazione e dell'avviamento vengono risolti in modo completo con la trasmissione elettrica, che può essere a corrente continua o alternata; con la corrente continua si può regolare la velocità del gruppo agendo sulla eccitazione della generatrice e ciò permette di ottenere anche con una sola turbina un buon rendimento a carichi ridotti.

Il rendimento della trasmissione elettrica è però dell'ordine di 0,85, ossia molto inferiore a quello che può ottenersi con una buona trasmissione meccanica; questa d'altra parte richiede l'impiego di giunti di accoppiamento, di invertitori del moto e di cambi di velocità.

Il rendimento totale che si può ottenere attualmente nelle turbine a gas per locomotiva munite di ricuperatori è di 0,19: 0,24; nel caso di trasmissione elettrica ad. esso corrisponde un rendimento di 0,16 ÷ 0,20 al cerchione delle ruote motrici. Poiché il rendimento al cerchione nelle locomotive a vapore è generalmente inferiore a 0,12, la turbina a gas sostiene già vantaggiosamente il confronto con la macchina a vapore nei riguardi del rendimento e diventerà senz'altro preferibile economicamente se gli esperimenti che si stanno facendo in America per impiegare come combustibile i carboni bituminosi avranno esito favorevole. Altri importanti vantaggi della turbina a gas sono di non richiedere il trasporto delle grandi quantità di acqua necessarie per il funzionamento delle locomotive a vapore e di non consumare combustibile durante le lunghe fermate, potendo essere avviata in pochi minuti.

Il consumo di combustibile nelle locomotive con turbina a gas è invece notevolmente maggiore di quello delle locomotive Diesel che, con la trasmissione elettrica, hanno un rendimento di circa 0,30 al cerchione delle ruote motrici; bisogna però tener presente che nei motori Diesel veloci per la trazione ferroviaria sono necessarî combustibili più costosi di quelli impiegabili nelle turbine a gas, per cui non vi è una notevole differenza fra i due tipi di motori per quanto riguarda il costo del cavallo-ora.

In inverno la locomotiva con turbina a gas sviluppa una potenza sensibilmente maggiore che in estate, a causa della minore temperatura ambiente; l'eccesso di potenza, che non può essere sfruttato per la trazione a causa dei vincoli di orario, trova utile impiego per il riscaldamento del treno.

Impianti chimici e metallurgici. - Le prime turbine a gas a pressione costante, che siano state impiegate industrialmente, furono costruite dalla Brown Boveri nel 1936 per gli impianti di cracking delle raffinerie della Sun Oil Co. a Filadelfia e della Vacuum Oil Co. a Napoli. Questi impianti, che funzionano secondo il processo Houdry, hanno bisogno di aria sotto pressione per la rigenerazione dei catalizzatori. L'ossidazione per mezzo dell'aria compressa dei depositi carboniosi formatisi sui catalizzatori durante il processo di cracking, fornisce ai prodotti della combustione energia sufficiente a far funzionare una turbina a gas che non solo muove il compressore, ma serve anche a produrre energia elettrica. Il processo di rigenerazione è intermittente, ma i catalizzatori sono alternati in modo da avere un flusso continuo di gas nella turbina. L'aria compressa, prima di essere immessa nell'impianto, viene preriscaldata per mezzo di un riscaldatore senz'essere inquinata dai prodotti della combustione; vi è però anche una normale camera di combustione, posta in derivazione sull'impianto di rigenerazione, la quale serve per l'avviamento facendo funzionare il gruppo come un'unità autonoma a ciclo aperto.

La turbina a gas può anche essere impiegata per utilizzare il gas combustibile che si scarica dagli altiforni: la potenza sviluppata serve per fornire il "vento" agli altiforni stessi e per produrre l'energia elettrica occorrente allo stabilimento. Le turbine sono normalmente a ciclo aperto, ma per grandi impianti possono anche impiegarsi turbine a ciclo chiuso. Se la turbina è a ciclo aperto il gas dell'altoforno deve essere compresso prima di entrare nella camera di combustione, se la turbina è a ciclo chiuso il gas può essere inviato direttamente ai bruciatori del riscaldatore d'aria.

Bibl.: W. Traupel, New allgemeine Theorie der mehrstufigen axialen Turbomaschine, Zurigo-Lipsia 1942; Lectures on the Development of the Internal Combustion Turbine, In I. M. E. Proceedings, CLIII, Londra 1945; M. Roy, Thermodynamique des systèmes propulsifs à réaction et de la turbine à gaz, Parigi 1947; E. A. Watson e J. S. Clarke, Combustion and Combustion Equipment for Aero Gas Turbines, Londra 1947; J. S. Small, Notes introductory to the Theory and Design of Gas Turbines, Glagow 1947; Revue Brown Boveri, 1939, n. 6; 1940, n. 4; 1941, nn. 8-9; 1942, nn. 5, 9-10; 1943, nn. 11-12; 1944, n. 5; 1946, n. 10; Bulletin Escher Wyss, 1942-43, 1944-45.