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Mehrstufige Scheibenradturbine.
Die Erfindung betrifft eine mehrstufige Scheibenradturbine und besteht in der Vereinigung zweier Merkmale, die für sich allein schon bekannt sind, nicht aber in ihrer Vereinigung. Diese Merkmale bestehen darin, dass die Turbine wenigstens im vollbeaufschlagten Teil erstens bei Umfangsgeschwindigkeiten von über 160 m/sek am mittleren Beaufschlagungsdurchmesser der Laufräder Verhältnisse der absoluten
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weist, die kleiner als 2 sind, und dass zweitens die Austrittswinkel der Leit- und Laufradschaufeln grösser als 200 sind. Durch die Vereinigung dieser Merkmale wird eine unerwartete Steigerung des Wirkungsgrades von Dampfturbinen in einem bedeutenden Umfange erreicht.
Da die Wahl eines bestimmten (u bei gegebener Drehzahl und Stufenzahl (Gefälle) den Durchmesser oder bei gegebenem Durchmesser und Gefälle die Drehzahl oder schliesslich bei gegebenem Durchmesser und gegebener Drehzahl die Stufenzahl (Gefälle) festlegt, so kommen beide Kombinationsmerkmale in den Abmessungen bestimmter Turbinenteile eindeutig zum Ausdruck.
Die Erfindung soll an Hand der Zeichnung noch näher erläutert werden.
Fig. 1 und 2 zeigen das Geschwindigkeitsdiagramm bzw. den Sehauf elplan einer vollbeaufschlagten Druckstufe einer Scheibenradturbine nach vorliegender Erfindung, während Fig. 3 und 4 das Geschwindigkeitsdiagramm bzw. den Schaufelplan einer Druckstufe einer Turbine veranschaulichen, welche dasselbe Wärmegefälle wie die in Fig. 2 gezeigte Stufe verarbeitet, jedoch mit entsprechend den früher als am günstigsten betrachteten Austrittswinkeln der Leit- und Laufschaufeln, die kleiner sind als 200, nämlich 14 bzw. 18 , und einem Verhältnis (##) grösser als 2, nämlich 2-3.
In den Geschwindigkeitsdiagrammen Fig. 1 und 3 bezeichnet c0 die absolute Geschwindigkeit des Dampfes beim Austritt aus dem Leitrad und or, den Neigungswinkel dieser Geschwindigkeit gegen die Umfangsgeschwindigkeit. ? 1 und W2 bedeuten die relativen Geschwindigkeiten des Dampfes beim Eintritt in die Laufschaufelung bzw. Austritt aus derselben, und ssr. ss2 sind die Neigungswinkel dieser Relativgeschwindigkeiten gegen die Umfangsgeschwindigkeiten. Schliesslich bedeutet c2 die absolute Geschwindigkeit des Dampfes beim Austritt aus dem Laufrad bzw.
Eintritt in das Leitrad der nächsten Stufe, und (1. 2 bezeichnet den Neigungswinkel dieser Geschwindigkeit zur Umfangsgeschwindigkeit. u bezeichnet die mittlere Umfangsgeschwindigkeit der Laufschaufelung.
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ausfallen, was günstigere Verlustbeiwerte zu erzielen gestattet sowie bei gegebener Dampfmenge und gegebenem Gefälle bei gleichbleibenier Leitkanalhöhe einen kleineren Durchmesser der Stufe anzuwenden erlaubt, so dass trotz Anwendung grösserer Umfangsgeschwindigkeiten die Radreibung kleiner wird als in dem Falle, wo die Winkel al und ss2 kleiner gewählt sind. Das hängt mit dem Umstand zusammen, dass die Radreibung im Quadrat der Durchmesser wächst.
Durchgeführte Berechnungen haben ergeben, dass mit einer Schaufelung nach Fig. 2 am Radumfang ein Wirkungsgrad von 87'2%, mit einer Schaufelung nach Fig. 4 dagegen nur ein solcher von 82'2% erreichbar ist.
Bei einer Turbine der beschriebenen Bauart ergeben sich für die einzelnen Stufen allerdings verhältnismässig grosse Austrittsgeschwindigkeiten aus den Laufschaufelkanälen. Da aber diese Geschwindigkeiten-vom Auslassverlust der letzten Stufe abgesehen-in den nachfolgenden Stufen wegen der vorteilhaften flachen Form, die sich für die Leitschaufeln dieser Stufen ergibt, in besonders günstiger Weise wieder ausgenutzt werden können, so übt jener Umstand keinen nachteiligen Einfluss auf den Gesamtwirkungsgrad der Turbine aus.
Es ist nicht erforderlich, dass die Turbine durchwegs die erwähnten Merkmale aufweist ; zur Erreichung des angestrebten hohen Wirkungsgrades ist es jedoch wesentlich, dass wenigstens der vollbeaufschlagte Teil in der angegebenen Weise ausgebildet ist.
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Multi-stage disk wheel turbine.
The invention relates to a multi-stage disk wheel turbine and consists in the combination of two features which are known per se, but not in their combination. These features consist in the fact that the turbine, at least in the fully loaded part, firstly, at circumferential speeds of over 160 m / sec, at the mean impingement diameter of the impellers, ratios of the absolute
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that are smaller than 2, and that, secondly, the exit angles of the guide and impeller blades are greater than 200. By combining these features, an unexpected increase in the efficiency of steam turbines is achieved to a significant extent.
Since the choice of a certain (u for a given speed and number of stages (gradient) determines the diameter or, for a given diameter and gradient, the speed or, finally, for a given diameter and given speed, the number of stages (gradient), both combination features come clearly in the dimensions of certain turbine parts to expression.
The invention will be explained in more detail with reference to the drawing.
1 and 2 show the speed diagram or the Sehauf elplan of a fully loaded pressure stage of a disk wheel turbine according to the present invention, while FIGS. 3 and 4 illustrate the speed diagram or the blade diagram of a pressure stage of a turbine, which illustrate the same heat gradient as that shown in FIG Stage processed, but with the exit angles of the guide vanes and rotor blades, which were previously considered to be the most favorable, which are smaller than 200, namely 14 or 18, and a ratio (##) greater than 2, namely 2-3.
In the velocity diagrams in FIGS. 1 and 3, c0 denotes the absolute velocity of the steam as it emerges from the stator and or, the angle of inclination of this velocity against the peripheral velocity. ? 1 and W2 mean the relative velocities of the steam as it enters and exits the rotor blades, and ssr. ss2 are the angles of inclination of these relative speeds against the peripheral speeds. Finally, c2 means the absolute speed of the steam when it exits the impeller or
Entry into the stator of the next stage, and (1. 2 denotes the angle of inclination of this speed to the circumferential speed. U denotes the mean circumferential speed of the rotor blades.
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fail, which allows more favorable loss coefficients to be achieved and allows a smaller diameter of the step to be used with a given amount of steam and a given gradient with the same guide channel height, so that despite the use of higher peripheral speeds, the wheel friction is smaller than in the case where the angles al and ss2 are selected to be smaller . This is due to the fact that the wheel friction increases as the square of the diameter.
Calculations carried out have shown that with a blade according to FIG. 2 on the wheel circumference an efficiency of 87'2% can be achieved, with a blade according to FIG. 4, on the other hand, only 82'2% can be achieved.
In the case of a turbine of the type described, however, there are relatively high exit speeds from the rotor blade channels for the individual stages. However, since these speeds - apart from the outlet loss of the last stage - can be used again in a particularly favorable manner in the subsequent stages because of the advantageous flat shape that results for the guide vanes of these stages, this circumstance does not have any adverse effect on the overall efficiency the turbine off.
It is not necessary for the turbine to have the features mentioned throughout; To achieve the desired high degree of efficiency, however, it is essential that at least the fully loaded part is designed in the specified manner.