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Die Erfindung betrifft eine Beschaufelung für radiale Dampf-oder Gasturbinen jener Art. die eine Mehrzahl ineinander geschobener Schaufelringe aufweisen, die selbst aus je zwei oder mehreren Ringverbänden mit zwischen diesen befestigten Schaufeln bestehen, durch die das Gas oder der Dampf in radialer Richtung von der Mitte der Turbine und auswärts nach dem Raum zwischen dem Schaufelsystem und einem dasselbe umgebenden Gehäuse strömt.
Der durch die Expansion des Gases oder Dampfes bedingte Durchströmungsquerschnitt muss an Grösse von Ring zu Ring zunehmen. Wenn zwei Schaufelringe verschiedenen Durch-
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Durchmesser hat, einen grösseren Durchströmungsquerselmitt für Dampf oder Gas als derjenige Schaufelring, der den kleineren Durchmesser hat : aber um eine Zunahme des Durchströmung- querschnittes der Ringe zu erreichen, welche der Expansion des Dampfes entspricht, müssen die Schaufeln der verschiedenen Schaufelringe auch verschieden lang sein. Bei den bereits bekannten Turbinen, um die es sich hier handelt, wird auch zunächst die Länge derjenigen Schaufeln. durch die der Dampf strömt, vermindert, um dann wieder zuzunehmen.
Um hiehei für die äusseren Schaufelringe einen hinreichend grossen Durchlass-bzw. Aus- iassqnerschnitt zu schaffen, wurden hei Turbinen höherer Leistung diese äusseren Schaufelringe mit sehr langen, durch Verstärkungsringe mehrfach unterteilten Schaufeln versehen. Die Breite dieser Schaufeln wurde möglichst klein gewählt, um ein Schaufelsystem mit geringem Raumbedarf zu erhalten.
Da jedoch die Turbinen bei grosser Leistung in bekannter Weise auch ein axiales Schaufelsystem besitzen, wobei gleichzeitig die letzten Schaufelringe des radialen Schaufelsystems eine grosse axiale Ausdehnung aufweisen, nahm eine derartige Beschaufelung immer noch grossen Raum in Anspruch und bedingte grosse Herstellungskosten.
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bineneinheiten durchwegs einflutig auszubilden, so dass die Turbine die gleiche Leistung und einen besseren Wirkungsgrad bei einer geringeren Schaufelanzahl erreicht. Es ist klar, dass die Turbine hiedurch bedeutend leichter und billiger werden muss.
Im Sinne der Erfindung wird nämlich der in gemessene Auslassquerschnitt des
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Formelausgegangen-beträgtsohinderAuslassquerschnittdesäusserstenSchaufelkranzesmindestens 0, 4 m2, während bei den bisher konstruierten Turbinen gleicher Tourenzahl mit mehrteiligen Aussenkränzen der Auslassquerschnitt eines Segmentes höchstens auf 0,3 m2 gebracht werden konnte.
(Für Turbinen mit beispielsweise K = 1500 gelten natürlich die entsprechenden vierfachen Werte.) Diese starke Vergrösserung des Auslassquerschnittes wird unter anderem dadurch herbeigeführt, dass man die Schaufeln des oder der äussersten Schaufelkränze hinsichtlich Länge und Breite in rascherer Progression anwachsen lässt als die Schaufeln der inneren Schaufelkränze. Wie eine einfache Überlegung zeigt, ist nämlich für eine gegebene Materialbeanspruchung und Tourenzahl der Auslassquerschnitt der Wurzel aus dem Produkt von
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Schaufelbreite und Radius des Schaufelringes proportional. Wächst daher die Schaufelbreite proportional dem Radius, so wächst auch der Auslassquerschnitt proportional zu letzterem.
Da nun bei voller Ausnutzung der Vergrösserung des Radius zur Verbreiterung der Schaufel die Schaufelbreite prozentuell bedeutend rascher anwächst als der Radius, ist es möglich, die angegebenen Werte für den Auslassquerschnitt ohne übermässige Vergrösserung des Radius des äussersten Schaufelkranzes zu erreichen.
Die Erfindung ist in einigen beispielsweisen Ausführungsformen in der Zeichnung dargestellt. Es zeigt Fig. 1 einen axialen Schnitt durch eine Turbine gemäss der Erfindung.
Fig. 2 ist ein axialer Schnitt durch eine abgeänderte Ausführungsform. Fig. 3 zeigt eine weitere Abänderung der Ausführungsform gemäss Fig. 1. Fig. 4. ist ein Schnitt nach der Linie A-A in Fig. 3. Fig. 5 zeigt eine Draufsicht der Ausführungsform nach Fig. 4 und Fig. 6 stellt ein Geschwindigkeitsdiagramm dar.
In Fig. 1 ist 1 die Mittellinie der Turbinenwelle, während 2 und 3 zwei in entgegengesetzten Richtungen umlaufende Turbinenwellen bezeichnen. Der Dampf gelangt zur Turbine durch den Kanal 4 in der Richtung des Pfeiles 5 und strömt unter Abgabe von Energie von dem mittleren Raum 6 durch den ersten Schaufelring 7 und dann durch sämtliche Schaufelringe in radialer Richtung bis an den Auslass 8, welcher nach aussen vom Turbinengehäuse 9 begrenzt wird. Die Schaufeln 10 des äussersten Schaufelringes sind erfindungsgemäss erheblich breiter, als dies bisher üblich ist.'Aus diesem Grunde braucht die axiale Ausdehnung l der Durchstromnngsnäche des äussersten Schaufelringes nur eine Schaufellänge zu betragen.
Durch eine breitere Schaufel wird auch eine grössere absolute Durchströmungsfläche zwischen den Schaufeln erzielt, weil die breitere Schaufel den Auslassquerschnitt des Dampfes auf einen grösseren radialen Abstand von der Mittellinie 1 der Turbinenwelle verschiebt.
Bei der abgeänderten Ausführungsform der Erfindung nach Fig. 2, die bei einer Turbine mit sowohl radialem als auch axialem Schaufelsystem Verwendung findet, hat die äusserste Radialschaufel10 ebenfalls eine grössere Breite als die andern Schaufeln, und ferner sind auch die Schaufeln 13 und 14 wesentlich breiter als die näher der Mitte liegenden Schaufeln 12, haben aber eine geringere Breite als die Schaufeln des benachbarten Schaufelringes. Nachdem der Dampf die letzten Schaufeln 10 passiert hat, wird er durch den Leitschaufelapparat 15 nach dem Axialschaufelsystem 16 und von da in den Dampfauslass 8 abgeleitet.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 3 strömt der Dampf in bekannter Weise durch das Schaufelsystem von den Schaufeln 7 nach den Schaufeln 10. Die Schaufeln 10 haben hier eine radiale Ausdehnung b, welche bedeutend grösser ist als die Breite desjenigen Ringverbandes, in welchem sie befestigt sind. Der Dampf kann somit, nachdem er den Ringverband 18 passiert hat, nach dem Raum oder Auslass 8 durch einen Kanal in axialer Richtung entweichen, wie dies durch den Pfeil 19 angedeutet ist. Auch in diesem Falle sind die Schaufeln 10 breiter als die Schaufeln 13 des benachbarten innenliegenden Schaufelringes, und diese Schaufeln 13 sind ihrerseits breiter als die innerhalb derselben gelegenen Schaufeln 14. Sämtliche Schaufeln 10, 13 und 14 sind erheblich breiter als die näher der Turbinenwelle gelegenen Schaufeln, beispielsweise die Schaufeln 12.
In Fig. 4 ist wieder der Ringverband 18 veranschaulicht, welcher zwei Schaufeln 10 trägt. An derjenigen Stelle in der Nähe der konkaven Fläche der Schaufeln, wo der Dampf vorzugsweise auch in axialer Richtung strömt, wie z. B. gemäss Fig. 3, sind kleine, radial gestellte Schaufeln 20 vorgesehen, welche zur Ablenkung des Dampfes in gewünschter Richtung beitragen. Hiedurch wird auch der Vorteil erreicht, dass die radiale Einlassgeschwindigkeit nach dem in radialer Richtung äusserst liegenden Schaufelring grösser ist als die radiale Auslassgeschwindigkeit von demselben Schaufelring. Dieses Verhältnis wird in Fig. 6 schematisch veranschaulicht, welche die Schaufeln des äussersten Schaufelkranzes und des dem äussersten Kranze benachbarten Schaufelkranzes zeigt.
Die beiden Schaufelringe liegen in der Wirklichkeit in solcher Weise, dass nur ein geringer Spalt zwischen ihnen vorhanden ist, wobei diese Schaufelringe in entgegengesetzten Richtungen umlaufen.
Ci und C2 sind die betreffenden relativen Auslassgeschwindigkeiten des Dampfes im Verhältnis zur Schaufel. Mi und s sind die betreffenden peripheren Geschwindigkeiten der Schaufelringe im Verhältnis zu dem nächstfolgenden Schaufelring oder Dampfauslass ; ? 1 und M's sind relative Einlassgeschwindigkeiten zu der nächsten Schaufel bzw. zum Dampfauslass. ? 1 ist annähernd radial gerichtet und seine Projektion auf dem Halbmesser ist mit M'i bezeichnet.
Die Projektion von W2 auf dem Halbmesser ist mit io, bezeichnet. ? 1 soll grösser sein als M'g.
Die Breite oder radiale Ausdehnung der Schaufel ist, in Millimetern ausgedrückt, gleich dem durch eine Konstante geteilten Zahlenwert der absoluten Umdrehungszahl des Schaufelringes, und die Länge einer derartigen Schaufel ist, in Millimetern ausgedrückt, zweckmässig gleich dem durch eine Konstante geteilten Zahlenwert der Umdrehungszahl pro Minute. Durch das Radialschaufelsystem der ganzen Turbine erstreckt sich somit nur ein Kanal oder Durchlass
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für Dampf oder Gas. Dieser Kanal ist annähernd gerade ohne seitliche Ablenkungen, und Dampfverteilungskammern brauchen nicht verwendet zu werden.
Da die Kosten für die Herstellung eines Schaufelsystems der Summe von Ringlängen proportional ist, stellt sich eine Turbine mit nur einem Schaufelkranz oder einer Ringlänge an jedem Schaufelring in der Herstellung billiger als eine Turbine mit mehreren Schaufelkränze oder Ringlängen an einem oder mehreren der Schaufelringe.
Um den erforderlichen grossen Auslassquersehnitt unter Beibehaltung von Schaufelringen mit in axialer Richtung geringer Ausdehnung zu erreichen, ist für den Abdampf eine Möglichkeit vorgesehen worden, von dem letzten Schaufelring aus in axialer Richtung zu entweichen, wie bereits beschrieben und in Fig. 4 gezeigt ist.
Mit Schaufelsystemen nach der vorliegenden Erfindung können grössere Turbinentypen billiger gebaut werden, als dies bisher möglich war ; ein besonderes Axialschaufelsystem kann entfallen. Diese Grenze ist von 3000 KW-Normallast auf 10.000 KW-Normallast oder von 4200 KW maximaler konstanter Last auf 14.000 KW maximale konstante Last gestiegen.
PATENT-ANSPRÜCHE :
1. Beschaufelung für Radialturbinen, dadurch gekennzeichnet, dass bei durchwegs ein- flutiger Ausbildung derselben der Auslassquerschnitt am äussersten Radialschaufelkranz gleich
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Progression anwachsen als die Schaufeln der inneren Schaufelkränze.
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The invention relates to blading for radial steam or gas turbines of the type that have a plurality of blade rings pushed into one another, each consisting of two or more ring assemblies with blades attached between them, through which the gas or steam in the radial direction from the center the turbine and outward to the space between the blade system and a casing surrounding the same.
The flow cross-section caused by the expansion of the gas or steam must increase in size from ring to ring. If two blade rings with different diameters
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Has a larger flow cross-section for steam or gas than the blade ring with the smaller diameter: but in order to achieve an increase in the flow cross-section of the rings which corresponds to the expansion of the steam, the blades of the various blade rings must also be of different lengths . In the case of the already known turbines, which are involved here, the length of those blades is also initially determined. through which the steam flows, diminishes and then increases again.
In order to have a sufficiently large passage or area for the outer blade rings. In order to create a cut-out, these outer blade rings were provided with very long blades, which are divided several times by reinforcement rings, in higher-performance turbines. The width of these blades was chosen to be as small as possible in order to obtain a blade system with little space requirement.
However, since the turbines also have an axial vane system with high output in a known manner, with the last vane rings of the radial vane system simultaneously having a large axial extent, such a blading still took up a large amount of space and required high manufacturing costs.
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to design the turbine units consistently with a single flow, so that the turbine achieves the same output and better efficiency with a lower number of blades. It is clear that this must make the turbine significantly lighter and cheaper.
For the purposes of the invention, the outlet cross section of the measured in
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Based on the formula, the outlet cross-section of the outermost blade ring is at least 0.4 m2, while in the previously constructed turbines with the same number of revolutions with multi-part outer rings, the outlet cross-section of a segment could be brought to a maximum of 0.3 m2.
(For turbines with K = 1500, for example, the corresponding fourfold values apply, of course.) This strong increase in the outlet cross-section is caused, among other things, by the fact that the blades of the outermost blade ring (s) are allowed to increase in length and width more rapidly than the blades of the inner ones Blade rings. As a simple consideration shows, for a given material stress and number of revolutions the outlet cross-section is the root of the product of
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Blade width and radius of the blade ring proportional. Therefore, if the blade width increases proportionally to the radius, the outlet cross section also increases proportionally to the latter.
Since, when the increase in the radius is fully utilized to widen the blade, the blade width increases significantly faster than the radius, it is possible to achieve the specified values for the outlet cross-section without excessive increase in the radius of the outermost blade ring.
The invention is shown in some exemplary embodiments in the drawing. 1 shows an axial section through a turbine according to the invention.
Fig. 2 is an axial section through a modified embodiment. FIG. 3 shows a further modification of the embodiment according to FIG. 1. FIG. 4 is a section along the line AA in FIG. 3. FIG. 5 shows a plan view of the embodiment according to FIG. 4 and FIG. 6 shows a speed diagram .
In Fig. 1, 1 is the center line of the turbine shaft, while 2 and 3 designate two turbine shafts rotating in opposite directions. The steam reaches the turbine through the channel 4 in the direction of the arrow 5 and flows, releasing energy from the central space 6 through the first blade ring 7 and then through all the blade rings in the radial direction to the outlet 8, which is outwardly from the turbine housing 9 is limited. According to the invention, the blades 10 of the outermost blade ring are considerably wider than has hitherto been customary. For this reason, the axial extent l of the flow area of the outermost blade ring only needs to be one blade length.
A wider blade also provides a larger absolute flow area between the blades because the wider blade shifts the outlet cross section of the steam to a greater radial distance from the center line 1 of the turbine shaft.
In the modified embodiment of the invention according to FIG. 2, which is used in a turbine with both a radial and an axial vane system, the outermost radial vane 10 also has a greater width than the other vanes, and furthermore the vanes 13 and 14 are also substantially wider than the blades 12, which are closer to the center, have a smaller width than the blades of the adjacent blade ring. After the steam has passed the last blades 10, it is diverted through the guide vane apparatus 15 to the axial vane system 16 and from there into the steam outlet 8.
In the embodiment according to FIG. 3, the steam flows in a known manner through the blade system from the blades 7 to the blades 10. The blades 10 here have a radial extension b which is significantly greater than the width of the ring structure in which they are attached . Thus, after having passed the annular bandage 18, the steam can escape to the space or outlet 8 through a channel in the axial direction, as indicated by the arrow 19. In this case too, the blades 10 are wider than the blades 13 of the adjacent inner blade ring, and these blades 13 are in turn wider than the blades 14 located inside them. All blades 10, 13 and 14 are considerably wider than the blades closer to the turbine shaft , for example the blades 12.
In FIG. 4, the ring association 18 is again illustrated, which carries two blades 10. At the point near the concave surface of the blades where the steam preferably also flows in the axial direction, such as. B. according to FIG. 3, small, radially positioned blades 20 are provided, which contribute to deflecting the steam in the desired direction. This also has the advantage that the radial inlet speed after the blade ring which is outermost in the radial direction is greater than the radial outlet speed from the same blade ring. This relationship is illustrated schematically in FIG. 6, which shows the blades of the outermost blade ring and of the blade ring adjacent to the outermost ring.
In reality, the two vane rings are positioned in such a way that there is only a small gap between them, these vane rings rotating in opposite directions.
Ci and C2 are the respective relative outlet velocities of the steam in relation to the blade. Mi and s are the respective peripheral velocities of the vane rings in relation to the next following vane ring or steam outlet; ? 1 and M's are relative inlet velocities to the next vane and the steam outlet, respectively. ? 1 is directed approximately radially and its projection on the radius is denoted by M'i.
The projection of W2 on the radius is denoted by io. ? 1 should be greater than M'g.
The width or radial extension of the blade, expressed in millimeters, is equal to the numerical value of the absolute number of revolutions of the blade ring divided by a constant, and the length of such a blade, expressed in millimeters, is expediently equal to the numerical value of the number of revolutions per minute divided by a constant . Only one channel or passage extends through the radial blade system of the entire turbine
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for steam or gas. This channel is almost straight with no side deflections and steam distribution chambers need not be used.
Since the cost of manufacturing a blade system is proportional to the sum of the ring lengths, a turbine with only one blade ring or one ring length on each blade ring is cheaper to manufacture than a turbine with several blade rings or ring lengths on one or more of the blade rings.
In order to achieve the required large outlet cross-section while maintaining blade rings with a small expansion in the axial direction, a possibility has been provided for the exhaust steam to escape in the axial direction from the last blade ring, as already described and shown in FIG. 4.
With blade systems according to the present invention, larger types of turbines can be built cheaper than was previously possible; a special axial vane system can be omitted. This limit has risen from 3000 KW normal load to 10,000 KW normal load or from 4200 KW maximum constant load to 14,000 KW maximum constant load.
PATENT CLAIMS:
1. Blading for radial turbines, characterized in that with a consistently single-flow design, the outlet cross-section on the outermost radial blade ring is the same
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Progression grow as the blades of the inner blade rings.