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Dispositif de réglage pour installations de turbine à gaz avec transformateur auxiliaire à combustion interne.
Société SIEMENS-SCHUCKERTWERKE AKTIENGESELISCHAFT.
'Par installation de turbine à gaz avec transfor- mateur auxiliaire à combustion interne, on entend dési- gner un groupe de machines qui se compose d'un moteur à combustion interne accouplé à un compresseur et d'une tur- bine à gaz, la turbine à gaz étant actionnée par les gaz moteurs débités par le moteur à combustion interne. Le travail utile n'est fourni quant au principal que par la turbine à gaz, tandis que le moteur à combustion interne se borne, quant au principal, à actionner le compressaur et reçoit l'air qu'il débite, pour céder après combustion cet air comme gaz moteurs à la turbine à gaz.
Le cycle de travail sera expliqué en se repor- tant au diagramme de la fig. 1. Les lignes A D B C K dé- limitent le diagramme d'un cycle Diesel, en supposant que les gaz de combustion se détendent jusqu'à la pression
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atmosphérique, ce qui est possible dans les turbines.
Dans ce diagramme, le moteur à combustion interne ne trai- te que la' partie supérieure jusqu'à l'horizontale a - a, à savoir le diagramme D B G H. Ainsi qu'indiqué par des hachures de même sens, ce diagramme a même contenance que le diagramme du compresseur A 0 F D, si on fait abstrac- tion des pertes à la transformation. En conséquence, le moteur à combustion interne est à même d'actionner un com- presseur qui fournit la quantité de débit F D, c'est-à- dire juste autant qu'il est nécessaire pour charger de nou- veau d!air frais le cylindre de combustion interne. Si un surplus d'air est exigé, par exemple pour un meilleur balayage du cylindre à combustion interne, il faudra dé- porter plus bas la ligne de séparation a - a, car le tra- vail de compression est alors plus grand et exige une plus grande partie du diagramme Diesel.
Le fonctionnement d'une combinaison de machines de ce genre est, dans l'application du cycle à deux temps, le suivant :
Au point D débute la compression du volume d'air F D contenu dans le cylindre Diesel, et cette com- pression prend fin au point B. On injecte alors de ma- nière connue du combustible, et, après une certaine pério- de de pression égale, l'expansion a lieu jusqu'au point G, où l'échappement s'ouvre. La pression baisse rapidement jusqu'à la contrepression p1 du moteur Diesel. Le point
H de la ligne a - a est atteint, et alors s'ouvrent les lumières d'admission, qui sont commandées par le piston.
Pendant que le piston se meut de H jusqu'au point mort J et de retour, le volume d'air F D débité par le compres- seur pénètre par les lumières d'entrée dans le cylindre
Diesel et'refoule un volume égal de gaz chauds dans la conduite des gaz moteurs qui mène à la turbine à gaz.
Après refermeture.des lumières d'admission au point H, le piston expulse encore le volume résiduel de gaz chauds
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dans la conduite des gaz moteurs, jusqu'à ce qu'au point
D la sortie se ferme et la compression débute de nouveau.
Ce fonctionnement représente donc en quelque sorte un cycle de transformation, avec le résultat qu'un volume de gaz moteurs F E de pression p1 est débité à la turbine à gaz et peut fournir un travail utile qui est donné par le diagramme 0 F E K. C'est pourquoi l'installation de machines comprenant le.moteur à combus- tion interne et le compresseur, peut être désignée briève- ment sous le nom de transformateur à combustion interne, car elle ne fait que transformer des énergies mais ne débi- te pas de travail utile, tout au moins pas de travail en- trant en ligne de compte.
Pour ce groupe de machines comprenant un trans- formateur à combustion interne et une turbine à gaz, il faut établir toute une série de nouveaux dispositifs de réglage, dont le premier est caractérisé, d'après l'inven- tion, du fait qu'en cas de variations de la charge de la turbine à gaz, l'arrivée de combustible ou l'arrivée d'air au transformateur à combustion interne, ou les deux arri- vées, sont réglées en dépendance de la charge de la turbi- ne de manière que la pression 2 des gaz moteurs varie dans le même sens que la charge de la turbine.
Dans ce cas l'impulsion partant de la charge de la turbine et don- née, par exemple, par le régulateur de nombre de tours de cette dernière, peut agit simultanément sur l'arrivée de combustible et d'air (montage en parallèle), ou bien cet- te impulsion n'agit que sur l'une des deux arrivées et l'autre arrivée est réglée en dépendance du résultat de la première action, par exemple par la pression des gaz mo- teurs (montage en série).
La fig. 2 du dessin ci-joint représente schéma- tiquement un exemple d'exécution de ce dispositif de ré- glage et du dispositif suivant.
Le transformateur à combustion interne 1 contient
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un piston étagé, dont la partie supérieure 2 appartient au cylindre Diesel 3, et la partie inférieure 4 au cy- lindre 5 du compresseur. Le piston étagé est représen- té dans sa position de point mort supérieure, dans laquel- le. du combustible est justement injecté par la soupape d'admission.commandée 6, et sous l'action de la combus- tion.et de l'expansion subséquente le piston se meut vers le bas. La soupape d'évacuation commandée 7 est ouverte avant que le piston ait atteint sa position de point mort inférieure; cette soupape est en forme de soupape à pis- ton déchargée et découvre la sortie dans la conduite 7 des gaz moteurs.
Puis le piston ouvre les ouvertures d'en- trée 8 ; de l'air frais passe de l'espace 9 dans le cy- lindre Diesel'et expulse de ce cylindre les gaz chauds dans 'la conduite des gaz moteurs, jusqu'a ce que, dans sa cour- se ascendante, le piston recouvre de nouveau les lumières d'entrée 8. L'espace 9 sert de réservoir collecteur pour l'air débité par plusieurs transformateurs à combus- tion interne, qui sont disposés, décalés entre eux, sur le même vilebrequin. Après fermeture des lumières d'admission, le piston expulse à lui seul les gaz résiduels, jusqu'à ce que la soupape d'évacuation 7 soit fermée de manière com- mandée. Dans la dernière partie de sa course ascendante, l'air frais contenu dans le cylindre Diesel est comprimé et un nouveau cycle de travail commence.
Pendant ce jeu du piston, le piston 4 du compresseur aspire en même temps de,l'air frais de l'espace collecteur 10 à tra- vers les soupapes d'aspiration 11 et le refoule à travers 'les soupapes de refoulement 12 dans l'espace collecteur 9.
Lés gaz moteurs chauds fournis par le transforma- teur à combustion interne passent par la conduite 8 dans l'espace collecteur 75, auquel les autres transformateurs à combustion interne sont eux aussi raccordés, et de là à la turbine à gaz,'qui peut comporter par exemple deux éta- ges. Le premier étage est en forme d'étage d'action. Le
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rotor est monté en porte à faux sur l'arbre de turbine 14 et est sollicité par le courant de gaz moteurs, après que ce courant a été porté, dans des tuyères d'expansion, à une grande vitesse et est ainsi refroidi au point que la turbine n'est pas en danger. Les gaz moteurs passent par la conduite 15 dans le deuxième étage de turbine
16, qui est en forme d'étage de réaction et utilise l'é- nergie résiduelle de ces gaz. La génératrice 17 est ac- couplée à la turbine à gaz.
Le régulateur de nombre de tours 18, disposé sur l'arbre de turbine 14, agit d'après la présente in- vention sur l'amenée de combustible au transformateur à combustion interne, par exemple du fait qu'il déplace par une timonerie 19,20, 21, une came inclinée 22.
Cette came est fixée sur une douille 23, qui est montée et est longitudinalement mobile sur l'arbre de commande 24 actionné par les roues hélicoïdales 25,26, 27, et peut être déplacée au moyen du levier 21. Suivant la position de la came oblique, la soupape de combustible 6, commandée par le levier 22 au moyen de la came 22, est ouverte plus ou moins rapidement conformément à la charge de la turbine. Si par exemple la charge baisse, le régu- lateur de nombre de tours agit dans le sens d'une fermetu- re plus hâtive de la soupape de combustible et une quanti- té moindre de combustible est injectée dans le cylindre Diesel.
Il en résulte, ainsi que le montre un coup d'oeil sur le diagramme de la fig. 1, que la partie de haute pression hachurée du diagramme devient plus petite, c'est- à-dire que le travail du moteur Diesel ne suffit plus à couvrir le travail du compresseur pour une pression égale p1. En conséquence, le nombre de tours du transformateur à combustion interne baissera. Or si la section transver- sale de passage des tuyères d'expansion devant la turbine à gaz 13 reste inchangée, il faut, pour une diminution du nombre de tours du transformateur à combustion interne,
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donc pour une réduction du volume des gaz moteurs, que la pression p1, baisse elle aussi, jusqu'à ce qu'un nouvel état d'équilibre soit atteint, dans lequel les deux parties de diagramme hachurées de la fig. 1 sont plus petites, mais sont de nouveau de même grandeur.
Le réglage du combustible se fait conjointement au réglage de l'air, et on a représenté sur la fig. 2, non pas le cas dans lequel l'arrivée d'air est réglée, en commun avec l'amenée de combustible, par le même régula- teur de nombre de tours de la turbine (montage en paral- lèle), mais le cas dans lequel le réglage d'air est in- tercalé derrière le réglage de combustible (montage en -série). Dans ce cas, l'impulsion pour le réglage de l'air peut être dérivée d'un régulateur centrifuge à grand degré d'uniformité, disposé sur le vilebrequin du régulateur de combustible, ou, ainsi que représenté sur la.fig. 2, des variations de la pression p1 des gaz mo- teurs, en se servant de la conduite d'impulsions 29.
Avant de traiter explicitement du réglage de l'air, on parlera tout d'abord d'une modification à l'installation de compresseur ci-dessus décrite, modifi- cation qui est indiquée sur la fig. 2.
Tandis que jusqu'ici il n'a été question que d'un seul étage ou degré de compression (dans la fig. 1, le compresseur débite de la pression atmosphérique à la pression des gaz moteurs), on intercalera maintenant un degré devant le compresseur proprement dit. Cette dispo- sition offre Davantage que le compresseur à piston 5 comporte des dimensions notablement plus faibles, car une faible compression préalable réduit déjà considérablement le volume'd'aspiration du compresseur. La compression préalable peut se faire avantageusement dans un compres-' seur centrifuge, à commande particulière, qui est de construction plus économique pour de grands volumes. Le diagramme de la fig. 1 devient alors le diagramme de la
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fig. 3, dans lequel la pression de compression préalable est désignée par p2.
La diminution considérable du vo- lume d'aspiration du compresseur à piston est distincte- ment reconnaissable.
Le compresseur préalable 30 représenté sur la fig. 2 aspire l'air frais de l'atmosphère par la condui- te 31 et le refoule par la conduite 72, tout d'abord dans un réservoir 33 et de là par la conduite 34 dans l'espace collecteur 10 mentionné ci-dessus, d'où cet air est conduit aux divers compresseurs à piston.
Le compresseur préalable 30 peut être actionné de diverses manières, soit par le transformateur à combus- tion interne au moyen d'un engrenage, soit par la turbine à gaz du fait qu'il est actionné de l'arbre de cette tur- bine directement ou au moyen d'un engrenage, dans le but d'obtenir un nombrede tours particulièrement élevé, ou bien on prévoit pour ce compresseur, ainsi que représenté sur la fig. 2, une turbine de commande particulière 35 qui est alimentée de gaz moteur d'un degré intermédiaire de la turbine principale 13, 16. Dans ce but, la con- duite 36 est branchée de la conduite 15. Les gaz d'é- chappement passent par la conduite 37 dans la cloche de gaz d'échappement 38, cloche dans laquelle débouche éga- lement la conduite d'échappement 39 de la turbine prin- cipale. Les gaz s'échappent à l'air libre par la conduite d'échappement commune 40.
On peut évidemment raccorder la turbine auxiliaire 35 à un autre degré intermédiaire ou la monter derrière la turbine principale, et dans ce cas les gaz moteurs ne se détendront dans la turbine prin- cipale que jusqu'à une certaine contrepression.
Après ces explications on peut de nouveau en re- venir au réglage de l'air. D'après la présente invention, ceci a lieu du fait qu'on règle la pression de compression préalable p, et ce de préférence d'après la pression p des gaz moteurs, de manière que le rapport des deux
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pressions, mesuré en pressions supérieures à la pression atmosphérique, reste à peu près constant.
Le dispositif prévu à cet effet est représenté schématiquement- sur la fig. 2, qui montre un organe ryth- meur 41 comportant deux espaces de pression 44,45, fermés chacun par une membrane 42, 43. Les membranes sont reliées l'une à l'autre par une tige 46 et sous l'influence des deux ressorts de compression 47,48, el- les se placent dans une position d'équilibre. La tige
46 est reliée au levier 49 qui actionne, de manière connue, la commande auxiliaire.50 d'un servomoteur 51 actionné par de l'huile sous pression. Lorsque l'organe rythmeur se trouve dans la position d'équilibre, la com- mande auxiliaire 50 est placée de sorte que l'arrivée et la sortie d'huile du servomoteur sont fermées et que le piston du servomoteur est à l'arrêt.
Les deux espa- ces de pression 44 et 45 de l'organe rythmeur sont raccordés par les conduites 29 et 52 à la conduite
75 des gaz moteurs, ou à l'espace de pression 10 du compresseur préalable. Si on calcule les surfaces de pression effectives des deux membranes 43, 42 de maniè- re que leur rapport soit égal au rapport des pressions p1:p2, qu'on désire maintenir constant, l'organe rythmeur reste dans la position d'équilibre tant que le rapport des pressions ne varie pas, Si par contre une pression change, par exemple la pression p1 des gaz mo- teurs, du fait qu'elle baisse, l'équilibre de l'organe rythmeur est perturbé, La.tige 46 se déplace vers le haut et pousse la commande auxiliaire 50 vers le haut.
Il en résulte un déplacement du piston du servomoteur vers le bas. Comme la soupape 53 est accouplée avec le piston du.servomoteur, cette soupape descend elle aussi et permet par son ouverture plus grande l'échappement à l'air libre d'une plus grande quantité d'air du réservoir 33. De ce fait la pression de refoulement du compresseur
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préalable baisse et ce jusqu'à ce que l'organe rythmeur ait atteint de nouveau sa position d'équilibre, c'est-à- dire jusqu'à ce que l'ancien rapport des pressions p : p -1 -2 ait été rétabli. Au lieu de faire passer l'air de surplus à l'air libre par le tuyau 54 on peut aussi le ramener dans la conduite d'aspiration du compresseur préalable, ou bien on dispose la soupape de réglage 53 dans la condui- te d'aspiration du compresseur préalable et on étrangle l'air aspiré.
Le dispositif de réglage d'air décrit est par- ticulièrement avantageux dans le cas où le compresseur préalable 30 est accouplé avec la turbine principale 13, 16 et tourne jusqu'à la marche à vide au même nombre de tours. Dans le cas tel que représenté sur la fig. 2 le nombre de tours de la turbine de commande 35 du compres- seur préalable baissera automatiquement avec la diminution de la pression des gaz moteurs et provoquera en conséquen- ce une pression de compression préalable plus basse de sorte que le dispositif de réglage d'air ne joue qu'un rô- le correcteur.
Lorsque la compression est effectuée suivant deux degrés, ainsi que proposé dans ce qui précède, il est possible de prévoir un refroidissement intermédiaire, afin de diminuer, de manière connue, le travail de com- pression et de réduire les dimensions du compresseur à piston. De plus, on s'assure encore dans le présent cas l'avantage particulier que le refroidissement intermédiai- re provoque aussi un abaissement de la température initia- le dans le cylindre Diesel et qu'on peut en conséquence pousser dans ce cylindre à un degré de compression plus élevé que dans les moteurs Diesel normaux, sans dépasser les températures maxima usuelles. On sait que la compres- sion plus élevée donne un rendement thermique plus élevé de l'ensemble de l'installation.
Mais cet avantage du refroidissement intermédiaire ne se manifeste qu'aux
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fortes charges, tandis que dans les faibles charges jus- qu'à la marche à vide il peut tourner au contraire car lorsque la charge et en conséquence la pressin p1 bais- sent, la pression de compression finale baisse elle aussi et la température d'allumage devient en soi plus basse.
C'est pourquoi on règle, d'après la présente invention, le refroidissement intermédiaire en dépendance de la charge de la turbine de manière qu'il diminue avec une charge décroissante -et augmente avec une charge croissan- te. On peut même conduire, en cas de basse charge, de la chaleur à l'air qui doit être comprimé préalablement, afin de relever quelque peu le niveau de température bais- sant fortement avec la charge et afin d'éviter de passer, dans l'expansion dans la turbine à gaz, au dessous du point de rosée et d'éviter ainsi les condensations d'eau et leurs suites dangereuses.
La fig. 2 représente schématiquement une dispo- sition pour ce réglage du refroidissement intermédiaire.
Le réservoir 33, que l'air préalablement comprimé traver- se, est pourvu d'un dispositif réfrigérateur qui est ali- menté d'eau réfrigérante de la conduite 55, cette eau s'écoulant de nouveau par la conduite 56. Dans la con- duite 55 se trouve une soupape 57 qui règle l'arrivée de l'eau réfrigérante, du fait que, ainsi qu'indiqué sché- matiquement par le dispositif 58, cette soupape se trouve sous l'influence de la pression du compresseur préalable, pression que la conduite 59 transmet au dispositif 58.
Que l'on tire l'impulsion, ainsi que représenté, du com- presseur préalable ou d'une autre grandeur variant avec la charge de la turbine, n'a pas d'importance. En tout cas, on en arrive à ce que, lorsque la charge baisse, le cou- rant d'eau réfrigérante diminue et est complètement arrê- té à partir d'une certaine charge. On passe alors à un réchauffage de l'air qui doit être préalablement comprimé, .ce qui peut se faire par exemple du fait qu'un clapet 61,
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relié par la timonerie 60 au dispositif 58, ouvre une conduite auxiliaire 62 et ferme en même temps la con- duite d'aspiration principale 31.
La conduite auxiliai- re 62 passe par la cloche de gaz d'échappement 38, qui affecte la forme d'un réchauffeur à gaz d'échappement, de aorte que l'air aspiré par le compresseur préalable est réchauffé par les gaz d'échappement de la turbine.
On a indiqué ci-dessus que la pression de com- pression finale dans le cylindre Diesel baisse avec la diminution de la charge, et ce, comme suite de la dimi- nution de la pression p1, des gaz moteurs. Ainsi que le montre le diagramme de la fig. 3 le début de la compression D se déplace vers le bas sur une ligne ver- ticale tant que la soupape de sortie du moteur Diesel se ferme toujours au même point de la course du piston. La ligne de compression du moteur Diesel et en conséquence la pression de compression finale baissent donc constam- ment et on court finalement le risque que, dans la mar- che à vide, la pression finale réalisée ne soit plus cel- le qui assure un allumage précis.
On peut améliorer nota- blement ces conditions en réglant, d'après la présente in- vention, le début de la compression en dépendance de la charge de la turbine,et ce,par rapport à la course du piston en avançant ce début lorsque la charge baisse et en le retardant lorsqu'elle augmente. L'impulsion pour le réglage du début de la compression sera dérivée de préfé- rence de la pression p des gaz moteurs et sera transmi- -1 se à la commande de la soupape d'échappement de manière que cette soupape soit fermée plus tôt ou plus tard. Il est évident qu'on peut employer comme impulsion toute autre grandeur variant avec la charge de la turbine.
De plus, l'invention n'est pas limitée à la commande de la soupape de sortie dans le cycle de balayage, de charge et d'expulsion prévu pour le présent cas, et elle comprend en général le décalage ou déplacement du début de la compres- sion même lorsque le cycle de balayage, de charge et
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d'expulsion est effectué d'autre manière et avec d'autres organes de commande.
Le diagramme de la fig. 4 permet de se rendre compte du fonctionnement d'après l'invention avec une fai- ble charge. Ce diagramme porte les mêmes signes de réfé- rence. que les fig. 1 et 3 mais avec un prime. Tandis que sur la fig. 3, en cas de forte charge, la compression com- mence lorsque le piston a parcouru la partie x de sa course totale s, la compression débute en cas de faible charge, sur la fig. 4, après franchissement de la partie de course plus petite x'. Le début de compression indi- qué par le point D se déplace en conséquence avec réduc- tion de la charge sur une ligne D D' indiquée en traits mixtes sur la fig. 3, jusqu'à un point qui se trouve à peu près verticalement au-dessous du point G. Le point G désigne le début de l'échappement et reste inchangé pour toutes les charges.
En conséquence, cette distribution ressemble à la distribution d'admission d'une machine à vapeur, avec la différence qu'au lieu d'une même introduc- tion préalable et d'une charge variable, on a un même échappement préalable et une expulsion variable. La fig.
4 permet de se rendre compte que la ligne de compression est plus haute que si le point D' n'avait été déplacé vers la droite et serait resté verticalement sous D.
La fig. 2 représente schématiquement un exemple d'exécution de cette disposition. La soupape de sortie 7 /au moyen/ est commandée du levier 63 par une came inclinée 64 qui est actionnée de manière connue par l'arbre de commande 24 et peut se,déplacer axialement sur cet arbre. Le déplace- ment de la came se fait sous l'action de la pression des gaz moteurs, du fait que cette pression est amenée par la conduite d'impulsion 65 sous le piston à ressort 66 qui attaque la came par le levier 67. Lorsque la pression des gaz moteurs baisse, la came est poussée vers le bas et offre au levier 63 une course de came plus courte,
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c'est-à-dire que la soupape de sortie 7 se ferme plus tôt.
Lorsque le réglage principal de l'ensemble du groupe de machines est effectué de la manière proposée d'après laquelle le régulateur de la turbine réagit pri- mairement sur l'amenée de combustible, il n'est pas im- possible, en raison du chemin relativement long entre l'émission d'impulsion et son action sur l'énergie des gaz moteurs qui doit être conduite à la turbine, qu'il se produise un retard, notamment lorsque les variations de la charge se font brusquement.
En pareil cas on pré- voit, d'après la présente invention, pour aider au régla- ge normal, un réglage additionnel qui, déclenché par exem- ple par un régulateur d'inertie connu, réduit, en cas de forte décharge, la quantité de gaz moteurs passant à la turbine à gaz seulement jusqu'à ce que le courant de gaz moteurs débité par le moteur à combustion soit réglé au nouvel état d'équilibre, et augmente par contre, en cas de forte charge, l'énergie de ce courant jusqu'à ce que cet état soit réglé.
Dans un exemple d'exécution représenté de maniè- re tout à fait schématique sur la fig. 2 le régulateur 18 de la turbine, ou un régulateur d'inertie particulier, est relié par la tige 68 à un dispositif 69 de construc- tion telle qu'il reste ineffectif tant que le régulateur de la turbine exécute des mouvements lents. Ce n'est que lorsque, par suite de brusques chocs de charge, le régula- teur de la turbine exécute des mouvements rapides, que le dispositif se déplace vers le haut ou vers le bas, pour retourner au bout d'un temps court à sa position d'équili- bre dès que le nouvel état de charge est établi.
Or lors- que par exemple en cas de brusque augmentation de charge, le manchon du régulateur 18 descend, le dispositif 69, représenté sous forme de cataracte d'huile, descend quel- que peu et ouvre par le levier 70 la soupape de
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combustible 71, de sorte que du combustible supplémentaire est introduit dans le courant de gaz moteurs, ce qui augmente l'énergie de ces gaz. Entre temps le réglage principal suit ; le dispositif retourne à l'é- tat d'équilibre et referme la soupape de combustible
71. Par contre, en cas de réduction brusque de la charge, le dispositif 69 se déplace quelque peu vers le haut et ouvre la soupape 72 pour que des gaz mo- teurs puissent s'échapper à l'air libre par la conduite
73 et soient en conséquence enlevés à la turbine.
En- tre temps le réglage principal suit, et le dispositif
69, retournant à sa position d'équilibre, referme la soupape 72.
-: R E V E N D 1 C A T I O N S : -
1 Dispositif de réglage pour installations de turbine à gaz, dans lesquelles un moteur à combustion interne accouplé avec un compresseur, agit comme transformateur à combustion interne et comme générateur de gaz moteurs, dispositif caractérisé en ce qu'en cas de variation de la charge de la turbine, l'amenée de combustible, ou l'amenée d'air, au transformateur à combustion interne, ou ces deux amenées, sont réglées en dépendance de la charge de la turbine de manière que la pression des gaz moteurs varie avec la charge de la turbine dans le même. sens.
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2 Dispositif d'après 1 , caractérisé en ce que l'amenée de combustible au transformateur est réglée en dépendance du nombre de tours de la turbine à gaz.
3 Dispositif d'après 1 , caractérisé en ce que l'impulsion de réglage de l'amenée d'air au transfor- mateur est disposée derrière l'impulsion pour régler l'a- menée de combustible.
4 Dispositif d'après 1 , et 3 , caractérisé en ce que l'impulsion pour l'amenée d'air au transforma- (p1) teur est dérivée de la pression/'des gaz moteurs devant la turbine à gaz.
5 Dispositif d'après 1 dans lequel la com- pression se fait par degrés et un compresseur préalable particulier est intercalé devant le compresseur principal actionné par le moteur à combustion interne, dispositif caractérisé en ce que pour régler l'amenée d'air au mo- teur à combustion interne on règle la pression finale (P2) de la compression préalable.
6 Dispositif d'après 1 et 5 , caractérisé en ce que le rapport de la pression (p1) des gaz moteurs devant la turbine et la pression finale (p2) de la com- pression préalable est maintenu constant au moyen d'un dispositif régulateur.
7 Dispositif d'après 6 , caractérisé en ce que le dispositif régulateur contient un organe rythmeur de pression qui est sollicité dans une de ses parties par la pression (p1) des gaz moteurs devant la turbine et dans l'autre partie par la pression finale (p2) de la compres- sion préalable, et qui est de construction telle que les deux forces de pression agissant l'une contre l'autre s'an- nulent pour un rapport déterminé de pressions (p : p ), tandis que chaque changement du rapport des pressions pro- voque un mouvement de l'organe rythmeur dans l'une ou l'autre direction.
8 Dispositif d'après 1 , 5 à 7 , caractérisé
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en ce que l'effet de réglage engendré par le rythmeur est transmis à une soupape qui fait retourner une partie de l'air préalablement -comprimé.
9 Dispositif d'après 1 ou 5 , caractérisé en ce quela machine de commande du compresseur préalable est disposée 'derrière un étage de la turbine principale.
10 Dispositif d'après 9 , dans lequel un étage d'action est'intercalé dans la turbine principale devant l'étage de réaction, caractérisé en ce que la turbine de commande du compresseur préalable est raccordée entre l'éta- ge d'action et l'étage de réaction de la turbine principale.
Il Dispositif d'après 1 et 5 , dans lequel on a prévu une compression et un refroidissement intermé- diaire graduels entre le degré de compression préalable et le degré de compression principale, caractérisé en ce que le refroidissement intermédiaire est réglé en dépendance de la charge de la turbine de manière à décroître avec la diminution de la charge et à augmenter avec l'augmentation de la charge.
12 Dispositif d'après 1 , 5 et 11 , caracté- risé en ce que lorsque la charge baisse de la chaleur est conduite à l'air qui doit être préalablement comprimé.
13 Dispositif d'après 1 , 5 , 11 , 12 , carac- térisé en ce que l'air qui doit être préalablement comprimé est conduit, en cas de faible charge, à travers un réchauf- feur à gaz d'échappement qui est chauffé par des gaz d'é- chappement de la turbine.
14 Dispositif d'après 1 , 5 , 11 à 13 , carac- térisé en ce que le refroidissement intermédiaire est arrêté en cas d'amenée de chaleur à l'air qui doit être préalable- ment comprimé.
15 Dispositif d'après 1 , caractérisé en ce qu'en cas de variations de la charge de la turbine, le début de la compression dans le moteur à combustion interne,,est déplacé par exemple en dépendance du nombre de tours de la
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turbine à gaz, et ce, rapporté à la course du piston, de ma- nière à avoir lieu plus tôt en cas de charge diminuée, et plus tard en cas de charge croissante.
16 Dispositif d'après 15 , caractérisé en ce que l'impulsion pour le réglage du début de la compression est dérivée de la pression (p1) des gaz moteurs devant la turbine.
17 Dispositif d'après 1 , caractérisé en ce que pour aider au réglage normal du groupe de machines en cas de variations de charge particulièrement fortes, on a prévu un réglage additionnel, qui est déclenché par exemple par un régulateur d'inertie particulier, et qui en cas de forte dé- charge réduit la quantité de gaz moteurs passant à la turbi- ne à gaz jusqu'à ce que le courant de gaz moteurs débité par le moteur à combustion interne soit réglé au nouvel état d'équilibre, et qui par centre en cas de forte charge aug- mente l'énergie de ce courant jusqu'à ce que cet état soit atteint.
18 Dispositif d'après 17 , caractérisé en ce que la conduite des gaz moteurs est équipée d'une soupape pour du combustible additionnel, soupape qui en cas de brus- que charge de la turbine est ouverte par le régulateur d'i- nertie et fait passer du combustible dans le courant de gaz moteurs.
19 Dispositif d'après 1 , 17 , 18 , caractérisé en ce qu'on a accouplé avec le régulateur d'inertie un dis- positif au moyen duquel le réglage additionnel n'entre en action qu'avec un brusque changement de charge, mais reste ineffectif en cas de changement de charge lent.
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Regulating device for gas turbine installations with auxiliary internal combustion transformer.
SIEMENS-SCHUCKERTWERKE AKTIENGESELISCHAFT Company.
'Gas turbine installation with auxiliary internal combustion transformer is understood to mean a group of machines which consists of an internal combustion engine coupled to a compressor and a gas turbine, the gas turbine being actuated by the engine gases delivered by the internal combustion engine. The useful work is provided as for the main only by the gas turbine, while the internal combustion engine is limited, as for the main one, to actuate the compressaur and receives the air which it delivers, to yield after combustion this air as gas engines to the gas turbine.
The work cycle will be explained with reference to the diagram in fig. 1. Lines A D B C K delimit the diagram of a Diesel cycle, assuming that the combustion gases expand to the pressure.
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atmospheric, which is possible in turbines.
In this diagram, the internal combustion engine only processes the upper part up to the horizontal a - a, namely the DBG H diagram. As indicated by hatching in the same direction, this diagram has the same capacity than the diagram of compressor A 0 FD, if we disregard transformation losses. As a result, the internal combustion engine is able to operate a compressor which supplies the amount of flow FD, that is, just as much as is needed to charge new fresh air. the internal combustion cylinder. If a surplus of air is required, for example for better sweeping of the internal combustion cylinder, it will be necessary to shift the separation line a - a lower, because the compression work is then greater and requires a larger part of the Diesel diagram.
The operation of a combination of machines of this kind is, in the application of the two-stroke cycle, as follows:
At point D begins the compression of the air volume FD contained in the Diesel cylinder, and this compression ends at point B. Fuel is then injected in a known manner, and, after a certain pressure period equal, expansion takes place up to point G, where the exhaust opens. The pressure drops rapidly to the backpressure p1 of the Diesel engine. Point
H of line a - a is reached, and then the intake ports open, which are controlled by the piston.
While the piston moves from H to neutral J and back, the volume of air F D delivered by the compressor enters through the inlet ports in the cylinder.
Diesel and 'pushes an equal volume of hot gases into the driving gas line that leads to the gas turbine.
After re-closing the intake ports at point H, the piston further expels the residual volume of hot gases
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in the driving gas line, until the point
D the outlet closes and the compression begins again.
This operation therefore represents in a way a transformation cycle, with the result that a volume of engine gas FE of pressure p1 is delivered to the gas turbine and can provide useful work which is given by the diagram 0 FE K. C This is why the installation of machines comprising the internal combustion engine and the compressor can be referred to briefly as an internal combustion transformer, since it only transforms energy but does not discharge useful work, at least no relevant work.
For this group of machines comprising an internal combustion transformer and a gas turbine, a whole series of new regulating devices has to be established, the first of which is characterized, according to the invention, by the fact that in the event of variations in the load of the gas turbine, the fuel supply or the air supply to the internal combustion transformer, or both, are regulated in dependence on the turbine load so that the pressure 2 of the driving gases varies in the same direction as the load of the turbine.
In this case the impulse from the load of the turbine and given, for example, by the regulator of the number of turns of the latter, can act simultaneously on the arrival of fuel and air (parallel connection). , or else this impulse acts only on one of the two inlets and the other inlet is regulated depending on the result of the first action, for example by the pressure of the engine gases (series connection).
Fig. 2 of the attached drawing shows diagrammatically an exemplary embodiment of this adjustment device and of the following device.
Internal combustion transformer 1 contains
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a stepped piston, the upper part 2 of which belongs to the diesel cylinder 3, and the lower part 4 to the cylinder 5 of the compressor. The stepped piston is shown in its upper dead center position, in which it is. fuel is injected precisely through the controlled inlet valve 6, and under the action of combustion and subsequent expansion the piston moves downward. The controlled discharge valve 7 is opened before the piston has reached its lower dead center position; this valve is in the form of an unloaded piston valve and discovers the outlet in line 7 for the driving gases.
Then the piston opens the inlet openings 8; fresh air passes from space 9 into the diesel cylinder and expels the hot gases from this cylinder into the driving gas line, until, in its upward stroke, the piston covers again the inlet ports 8. The space 9 serves as a collecting tank for the air supplied by several internal combustion transformers, which are arranged, offset from one another, on the same crankshaft. After closing the intake ports, the piston by itself expels the residual gases, until the discharge valve 7 is closed in a controlled manner. In the last part of its upstroke, the fresh air contained in the diesel cylinder is compressed and a new work cycle begins.
During this piston clearance, the compressor piston 4 draws at the same time fresh air from the manifold space 10 through the suction valves 11 and delivers it through the discharge valves 12 into the chamber. collector space 9.
The hot engine gases supplied by the internal combustion transformer pass through line 8 into the collector space 75, to which the other internal combustion transformers are also connected, and from there to the gas turbine, which may comprise for example two floors. The first floor is shaped like an action floor. The
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rotor is mounted cantilever on the turbine shaft 14 and is biased by the flow of engine gases, after this flow has been carried, in expansion nozzles, at a high speed and is thus cooled to the point that the turbine is not in danger. The driving gases pass through line 15 in the second turbine stage
16, which is in the form of a reaction stage and uses the residual energy of these gases. The generator 17 is coupled to the gas turbine.
The number of revolutions regulator 18, arranged on the turbine shaft 14, acts according to the present invention on the supply of fuel to the internal combustion transformer, for example because it moves by a linkage 19. , 20, 21, an inclined cam 22.
This cam is fixed on a sleeve 23, which is mounted and is movable longitudinally on the control shaft 24 actuated by the helical wheels 25, 26, 27, and can be moved by means of the lever 21. Depending on the position of the cam obliquely, the fuel valve 6, controlled by the lever 22 by means of the cam 22, is opened more or less rapidly in accordance with the load of the turbine. If, for example, the load drops, the number of revolutions regulator acts to close the fuel valve earlier and less fuel is injected into the diesel cylinder.
This results, as can be seen at a glance at the diagram of FIG. 1, that the hatched high pressure part of the diagram becomes smaller, i.e. the work of the Diesel engine is no longer sufficient to cover the work of the compressor for a pressure equal to p1. As a result, the number of turns of the internal combustion transformer will decrease. However, if the transverse section of passage of the expansion nozzles in front of the gas turbine 13 remains unchanged, it is necessary, in order to reduce the number of turns of the internal combustion transformer,
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therefore for a reduction in the volume of the driving gases, let the pressure p1 also drop, until a new state of equilibrium is reached, in which the two hatched diagram parts of FIG. 1 are smaller, but are again the same size.
The fuel is adjusted in conjunction with the air adjustment, and FIG. 2, not the case in which the air supply is regulated, jointly with the fuel supply, by the same regulator of the number of turns of the turbine (parallel assembly), but the case in which the air regulator is inserted behind the fuel regulator (series mounting). In this case, the impulse for the adjustment of the air can be derived from a centrifugal governor with a high degree of uniformity, disposed on the crankshaft of the fuel governor, or, as shown in fig. 2, variations in the pressure p1 of the driving gases, using the impulse line 29.
Before dealing explicitly with the air regulation, we will first of all speak of a modification to the compressor installation described above, which modification is indicated in FIG. 2.
While so far it has only been a question of a single stage or degree of compression (in fig. 1, the compressor delivers from atmospheric pressure to the pressure of the driving gases), we will now insert one degree in front of the compressor itself. This arrangement offers more than the reciprocating compressor 5 has notably smaller dimensions, since low pre-compression already considerably reduces the suction volume of the compressor. The pre-compression can advantageously be done in a centrifugal compressor, with special control, which is more economical in construction for large volumes. The diagram in fig. 1 then becomes the diagram of the
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fig. 3, in which the pre-compressive pressure is denoted by p2.
The considerable reduction in the suction volume of the reciprocating compressor is clearly recognizable.
The prior compressor 30 shown in FIG. 2 sucks in the fresh air from the atmosphere through line 31 and delivers it through line 72, firstly into a reservoir 33 and thence through line 34 into the above-mentioned collector space 10, from where this air is conducted to the various piston compressors.
The pre-compressor 30 can be actuated in various ways, either by the internal combustion transformer by means of a gear, or by the gas turbine since it is actuated from the shaft of this turbine directly. or by means of a gear, in order to obtain a particularly high number of turns, or else provision is made for this compressor, as shown in FIG. 2, a particular control turbine 35 which is supplied with motive gas from an intermediate stage of the main turbine 13, 16. For this purpose, the line 36 is connected from the line 15. The exhaust gases pass through the pipe 37 into the exhaust gas bell 38, into which the exhaust pipe 39 of the main turbine also opens. The gases escape to the air through the common exhaust pipe 40.
Of course, the auxiliary turbine 35 can be connected to another intermediate degree or mounted behind the main turbine, and in this case the driving gases will only expand in the main turbine to a certain back pressure.
After these explanations we can again come back to the air regulation. According to the present invention, this takes place by adjusting the pre-compression pressure p, and preferably according to the pressure p of the driving gases, so that the ratio of the two
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pressures, measured as pressures above atmospheric pressure, remain roughly constant.
The device provided for this purpose is shown schematically in FIG. 2, which shows a rhythmic organ 41 comprising two pressure spaces 44,45, each closed by a membrane 42, 43. The membranes are connected to each other by a rod 46 and under the influence of both. compression springs 47,48, they are placed in a position of equilibrium. The rod
46 is connected to the lever 49 which actuates, in a known manner, the auxiliary control. 50 of a booster 51 actuated by pressurized oil. When the rhythm device is in the equilibrium position, the auxiliary control 50 is placed so that the oil inlet and outlet of the servomotor are closed and the piston of the servomotor is stopped.
The two pressure spaces 44 and 45 of the rhythm device are connected by pipes 29 and 52 to the pipe
75 of the driving gases, or to the pressure space 10 of the prior compressor. If the effective pressure surfaces of the two membranes 43, 42 are calculated so that their ratio is equal to the pressure ratio p1: p2, which one wishes to maintain constant, the rhythmic organ remains in the position of equilibrium as long as that the pressure ratio does not vary, If, on the other hand, a pressure changes, for example the pressure p1 of the driving gases, due to the fact that it drops, the equilibrium of the rhythmic organ is disturbed. moves up and pushes the auxiliary control 50 up.
This results in a downward displacement of the servomotor piston. As the valve 53 is coupled with the piston of the servomotor, this valve also descends and allows, through its larger opening, the exhaust to the open air of a greater quantity of air from the reservoir 33. Therefore the compressor discharge pressure
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decrease until the rhythmic organ has again reached its equilibrium position, i.e. until the old pressure ratio p: p -1 -2 has been restored. Instead of passing the surplus air to the free air through the pipe 54, it can also be brought back into the suction line of the pre-compressor, or else the regulating valve 53 is placed in the discharge line. suction of the prior compressor and the sucked air is throttled.
The air regulator described is particularly advantageous in the case where the pre-compressor 30 is coupled with the main turbine 13, 16 and rotates to idle at the same number of revolutions. In the case as shown in FIG. 2 the number of revolutions of the control turbine 35 of the pre-compressor will automatically decrease with the decrease in the pressure of the driving gases and will consequently cause a lower pre-compression pressure so that the air regulator only plays a corrective role.
When the compression is carried out in two degrees, as proposed in the foregoing, it is possible to provide an intermediate cooling, in order to reduce, in a known manner, the compression work and to reduce the dimensions of the piston compressor. In addition, it is also ensured in this case the particular advantage that the intermediate cooling also causes an initial lowering of the temperature in the diesel cylinder and that one can consequently push in this cylinder to a degree. higher compression than in normal Diesel engines, without exceeding the usual maximum temperatures. It is known that the higher compression gives a higher thermal efficiency of the whole installation.
But this advantage of intercooling only manifests itself
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heavy loads, while in light loads up to idle it can turn on the contrary because when the load and consequently the pressin p1 decreases, the final compression pressure also drops and the temperature of ignition itself becomes lower.
Therefore, according to the present invention, the intercooling is adjusted in dependence on the load of the turbine so that it decreases with a decreasing load and increases with an increasing load. It is even possible, in the event of a low load, to conduct heat to the air which must be compressed beforehand, in order to slightly raise the temperature level which drops sharply with the load and in order to avoid passing through the air. expansion in the gas turbine, below the dew point and thus avoid water condensations and their dangerous consequences.
Fig. 2 schematically shows an arrangement for this adjustment of the intermediate cooling.
The reservoir 33, through which the previously compressed air passes, is provided with a cooling device which is supplied with cooling water from the pipe 55, this water flowing again through the pipe 56. In the con - pick 55 there is a valve 57 which regulates the arrival of the cooling water, because, as indicated schematically by the device 58, this valve is under the influence of the pressure of the prior compressor, pressure that the pipe 59 transmits to the device 58.
Whether the impulse is drawn, as shown, from the pre-compressor or from another magnitude varying with the turbine load, is irrelevant. In any case, it comes to the point that, when the load decreases, the flow of cooling water decreases and is completely stopped after a certain load. We then proceed to reheating the air which must be compressed beforehand, which can be done, for example, because a valve 61,
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connected by the linkage 60 to the device 58, opens an auxiliary pipe 62 and at the same time closes the main suction pipe 31.
The auxiliary pipe 62 passes through the exhaust gas bell 38, which takes the form of an exhaust gas heater, so that the air drawn in by the pre-compressor is heated by the exhaust gases. of the turbine.
It has been indicated above that the final compression pressure in the diesel cylinder decreases with the decrease in load, and this, as a result of the decrease in the pressure p1, of the driving gases. As shown in the diagram in fig. 3 the start of compression D moves downwards in a vertical line as long as the diesel engine outlet valve always closes at the same point of the piston stroke. The compression line of the Diesel engine and consequently the final compression pressure therefore drop constantly and there is finally the risk that, in empty operation, the final pressure achieved is no longer that which ensures ignition. specific.
These conditions can be significantly improved by adjusting, according to the present invention, the onset of compression in dependence on the load of the turbine, and this, in relation to the stroke of the piston by advancing this start when the load decreases and delaying it when it increases. The impulse for adjusting the start of compression will preferably be derived from the pressure p of the engine gases and will be transmitted to the control of the exhaust valve so that this valve is closed sooner or later. It is obvious that any other magnitude varying with the load of the turbine can be used as a pulse.
Further, the invention is not limited to controlling the outlet valve in the sweep, load, and expel cycle provided for the present case, and it generally includes shifting or moving the start of the valve. compression even when the cycle of sweeping, charging and
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expulsion is carried out in another way and with other control devices.
The diagram in fig. 4 makes it possible to realize the operation according to the invention with a low load. This diagram bears the same reference signs. that fig. 1 and 3 but with a premium. While in fig. 3, in the event of a high load, compression begins when the piston has traveled part x of its total stroke s, compression begins in the event of a low load, in fig. 4, after passing the smaller part of the stroke x '. The start of compression indicated by point D moves accordingly with reduction of the load on a line D D 'indicated in phantom in fig. 3, up to a point which is approximately vertically below point G. Point G designates the start of escaping and remains unchanged for all charges.
Consequently, this distribution resembles the intake distribution of a steam engine, with the difference that instead of the same prior introduction and a variable load, there is the same prior exhaust and an expulsion. variable. Fig.
4 shows that the compression line is higher than if point D 'had not been moved to the right and would have remained vertically under D.
Fig. 2 schematically represents an example of execution of this arrangement. The outlet valve 7 / by means / is controlled from the lever 63 by an inclined cam 64 which is actuated in known manner by the control shaft 24 and can move axially on this shaft. The movement of the cam takes place under the action of the pressure of the driving gases, because this pressure is brought by the impulse line 65 under the spring piston 66 which engages the cam by the lever 67. When the pressure of the engine gases drops, the cam is pushed down and offers the lever 63 a shorter cam stroke,
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that is, the outlet valve 7 closes earlier.
When the main adjustment of the whole machine group is carried out in the manner proposed in which the turbine governor primarily reacts to the fuel supply, it is not impossible, due to the relatively long path between the emission of impulse and its action on the energy of the driving gases which must be conducted to the turbine, whether there is a delay, in particular when the load variations occur suddenly.
In such a case, according to the present invention, to aid the normal adjustment, an additional adjustment is provided which, triggered for example by a known inertia regulator, reduces, in the event of a strong discharge, the pressure. quantity of driving gas passing through the gas turbine only until the driving gas stream supplied by the combustion engine is set to the new equilibrium state, and on the other hand increases, under heavy load, the energy of this current until this state is set.
In an exemplary embodiment shown quite schematically in FIG. 2 the turbine regulator 18, or a particular inertia regulator, is connected by rod 68 to a device 69 of such construction that it remains ineffective as long as the turbine regulator performs slow movements. It is only when, as a result of sudden load shocks, the turbine regulator performs rapid movements, that the device moves up or down, to return after a short time to its equilibrium position as soon as the new state of charge is established.
Now, when, for example, in the event of a sudden increase in load, the sleeve of the regulator 18 goes down, the device 69, represented in the form of an oil cataract, goes down a little and uses the lever 70 to open the control valve.
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fuel 71, so that additional fuel is introduced into the flow of driving gases, which increases the energy of these gases. In the meantime the main setting follows; the device returns to the equilibrium state and closes the fuel valve
71. On the other hand, in the event of a sudden reduction in the load, the device 69 moves somewhat upwards and opens the valve 72 so that the driving gases can escape into the open air through the pipe.
73 and are consequently removed from the turbine.
In the meantime the main setting follows, and the device
69, returning to its equilibrium position, closes valve 72.
-: R E V E N D 1 C A T I O N S: -
1 Regulating device for gas turbine installations, in which an internal combustion engine coupled with a compressor acts as an internal combustion transformer and as an engine gas generator, device characterized in that in the event of a variation in the load of the turbine, the fuel feed, or the air feed, to the internal combustion transformer, or these two feeds, are regulated in dependence on the load of the turbine so that the pressure of the driving gases varies with the load of the turbine in the same. meaning.
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2 Device according to 1, characterized in that the supply of fuel to the transformer is regulated in dependence on the number of revolutions of the gas turbine.
3 Device according to 1, characterized in that the pulse for adjusting the air supply to the transformer is arranged behind the pulse for adjusting the fuel supply.
4 Device according to 1, and 3, characterized in that the impulse for supplying air to the transformer (p1) is derived from the pressure / 'of the driving gases in front of the gas turbine.
5 Device according to 1 in which the compression takes place by degrees and a particular pre-compressor is inserted in front of the main compressor driven by the internal combustion engine, device characterized in that for regulating the air supply to the mo - internal combustion engine regulates the final pressure (P2) of the prior compression.
6 Device according to 1 and 5, characterized in that the ratio of the pressure (p1) of the driving gases in front of the turbine and the final pressure (p2) of the pre-compression is kept constant by means of a regulating device .
7 Device according to 6, characterized in that the regulating device contains a pressure regulating member which is urged in one of its parts by the pressure (p1) of the driving gases in front of the turbine and in the other part by the final pressure (p2) of the prior compression, and which is of such construction that the two pressure forces acting against each other cancel each other out for a determined pressure ratio (p: p), while each change in the pressure ratio causes movement of the rhythmic organ in one direction or the other.
8 Device according to 1, 5 to 7, characterized
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in that the adjustment effect generated by the timer is transmitted to a valve which returns part of the previously-compressed air.
9 Device according to 1 or 5, characterized in that the machine for controlling the pre-compressor is arranged behind a stage of the main turbine.
Device according to 9, in which an action stage is inserted in the main turbine in front of the reaction stage, characterized in that the control turbine of the pre-compressor is connected between the action stage. and the reaction stage of the main turbine.
II Device according to 1 and 5, in which gradual compression and intermediate cooling between the degree of prior compression and the degree of main compression has been provided, characterized in that the intermediate cooling is regulated in dependence on the load. of the turbine so as to decrease with decreasing load and increase with increasing load.
12 Device according to 1, 5 and 11, characterized in that when the load decreases the heat is conducted to the air which must be compressed beforehand.
13 Device according to 1, 5, 11, 12, characterized in that the air which is to be compressed beforehand is led, at low load, through an exhaust gas heater which is heated by exhaust gases from the turbine.
14 Device according to 1, 5, 11 to 13, characterized in that the intermediate cooling is switched off when heat is supplied to the air which must be compressed beforehand.
Device according to 1, characterized in that in the event of variations in the load on the turbine, the start of compression in the internal combustion engine is shifted, for example, depending on the number of revolutions of the turbine.
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gas turbine, and this in relation to the stroke of the piston, so as to take place earlier in the event of a reduced load, and later in the event of an increasing load.
16 Device according to 15, characterized in that the impulse for adjusting the start of compression is derived from the pressure (p1) of the driving gases in front of the turbine.
17 Device according to 1, characterized in that to help the normal adjustment of the machine group in the event of particularly strong load variations, an additional adjustment is provided, which is triggered for example by a particular inertia regulator, and which, in the event of a high discharge, reduces the quantity of driving gases passing through the gas turbine until the driving gas stream supplied by the internal combustion engine is set to the new equilibrium state, and which per center in case of heavy load increases the energy of this current until this state is reached.
18 Device according to 17, characterized in that the driving gas line is fitted with a valve for additional fuel, which valve in the event of a sudden load on the turbine is opened by the inertia regulator and passes fuel into the engine gas stream.
19 Device according to 1, 17, 18, characterized in that a device has been coupled with the inertia regulator by means of which the additional regulation only comes into action with a sudden change of load, but remains ineffective in the event of a slow load change.