Gasturbine mit hendeluder Flüssigkeit als Treibmittel. Gasturbinen mit pendelnder Flüssigkeit. als Treibmittel, bei denen in bekannter Weise pendelnd umlaufende Wasserkolben unter der Einwirkung von Gasdrücken zwi schen zwei Laufrädern durch einen Leitring hindurch schwingen, sind wirtschaftlich da: von abhängig, da.ss es gelingt, ihre Energie verluste aus Wasserreibung und Wirbelung niedrig zu gestalten und die hydraulischen Nebenwirkungen der Pendelbewegung ihrer Wasserkolben unschädlich zu machen.
Diese Aufgaben werden nach dem gegenwärtigen Stand der Erkenntnis am vollkommensten bei einer Ausführungsform der Turbine ge löst, die in bekannter Weise zwei getrennte Laufräder besitzt und diese mit der beson deren Eigentümlichkeit ausstattet, welche das Merkmal der Erfindung bildet.
Die Erfindung besteht darin, dass der mittlere Leitringhalbmesser nur wenig grösser ist, als der grösste Aussenabstand des Wasser spiegels von der Achse der Welle. Bei einer so gebauten Turbine kann dann zweckmässig die Verschaufelung so gestaltet werden, dass die Laufradzellen zwischen @'erbrennungs- raum und Austrittsspalt unveränderlichen Querschnitt besitzen, weiter,
dass die Tren nungswand zweier benachbarter Laufrad zellen in ihrem radialen Teil zwischen Ver.- brennungsratin und achsialer Zone in einer aclisialen Ebene liegt, und dass schliesslich die achsiale Zone der Laufradzellen durch eine zylindrische Wand so unterteilt ist, da.ss im achsialen Teil jeder Laufradzelle ein innerer und äusserer Teilkanal entsteht, und dass die Leitradkanäle auf der Eintritts seite nur die gleiche radiale Höhe haben,
wie der gegenüberliegende Laufradteilkanal, da gegen auf der Austrittsseite die volle Höhe des Laufradkanals zeigen, so dass die pen delnde Treibflüssigkeit nur aus einem der beiden Teilkanäle der Laufradzellen in das Leitrad eintreten, dagegen aus dem Leitrad in beide Teilkanäle der Laufradzellen strö men kann.
Auf der Zeichnung ist die Erfindung in einer Ausführungsform beispielsweise ver anschaulicht. Die in Fig. 1 dargestellte Turbine zeigt zunächst eine möglichst weitgehende An näherung der Umfangsgeschwindigkeit im Leitradspalt an diejenige in den Wasser spiegeln. Je kleiner dadurch die Umfangs geschwindigkeit im Leitradspalt wird, desto kleiner werden auch für eine bestimmte spe zifische Leistung die absoluten Wasser geschwindigkeiten im Leitring, desto grösser werden ferner die zugehörigen Durchflu13- querschnitte, desto geringer werden endlich die von beiden abhängigen Reibungsverluste in den Leitkanälen.
Mit den bisher bekannt gewordenen, an Schleuderpumpen und Trans formatoren angelehnten Radformen war die wünschenswerte Verkleinerung der Umfangs- geschwindigkeiten. im Radspalt nicht zu er zielen, weil die im Interesse der Spritzsicher- heit gebotenen Längen der Wasserkolben den Raddurchmesser umsomehr- vergrösserten, je spritzsicherer man die Hubbewegung der Wasserspiegel gestalten wollte.
Erfindungs gemäss lässt sich aber die Umfangsgeschwin digkeit im Radspalt ohne Beeinträchtigung der Spritzsicherheit weitgehend verkleinern, oder die Spritzsieherheit ohne Vergrösserung; der Umfangsgeschwindigkeit im Radspalt nach Belieben steigern, und zwar dadurch. da.ss die, hauptsächlichste Entwicklung der be nötigten Laufschaufellängen im Grenzfall axial erfolgt und radial nur soweit, als es durch den Abstand (r der in der äussern End- lage befindlichen Wasserspiegelteile von der Wellenachse bedingt ist.
Dieses Merkmal der neuen Bauart kommt in Fig. 1 zum Aus druck. Der einzelne Wasserkolben pendelt zwischen den Rädern 1 und 2 durch den fest stehenden Leitring 3 hindurch. Der Innen durchmesser der Radtrommeln ist tunlichst nahe an die äusserste Lage des Wasserspiegels herangerückt. Die Laufschaufelung ist zwi schen .den Punkten. 4-5 und 6-7 rein axial entwickelt, und soweit in die Länge gezogen, als es angesichts der gegebenen Winkelge- sehwindigkeit der Turbine durch die vorge schriebene Spritzsicherheit bedingt ist.
Jede weitere Verlängerung der Laüfradschaufe- lung vergrössert die Spritzsicherheit, -ohne die Umlaufgeschwindigkeit im Radspalt zu vergrössern.
Durch diese erste Massnahme wird eine zweite möglich, die sich ebenfalls in einer Verbesserung des Wirkungsgrades des Pen delvorganges auswirkt. Da jedes gewünschte Mass von Spritzsicherheit durch entsprechende Kolbenlaugen ohne Vergrösserung der Um fangsgeschwindigkeit im Radspalt und ohne Vergrösserung der mit dieser zusammen hängenden Reibungsverluste im Leitring er reichbar ist, können die Durchflussquer- schnitte der Laufradzellen in Richtung zum Leitring hin im Grenzfall unveränderlich ge halten werden,
so class der Wiedereintritt des Wassers in eine Laufzelle ohne Rück umsetzung von Geschwindigkeit in Druck möglich ist. Bei den bisher bekanntgewor denen Radformen war es im Interess der Spritzsicherheit geboten, die Laufzellenquer- schnitte in Richtung zum Leitring hin zu verjüngen, und damit war eine Rüek- umsetzung von Geschwindigkeit in Druck beim Eintritt des Wassers in die Laufzellen verbunden, also eine gewisse Verschlech terung des hydraulischen Wirkungsgrales des Pendelvorganges unvermeidlich.
Diese Verlustgruppe kann durch die zuletzt ange gebene Massnahme bei der vorliegenden Tur bine völlig vermieden; werden.
Noch eine dritte Ausbildungsmöglichkeit hängt mit dem zuerst. geschilderten- Merkmal zusammen, die eine weitere Verbesserung für den Betrieb der Turbine ermöglicht. B-21 der neuen Radform werden die -Laufschau feln zwischen .den Punkten 8-4 und 7-9, also im gesamten Bereich der Spiegelhübe, und der anschliessenden Krümmer 7week- mässig im Grenzfall vollkommen radial aus geführt.
Das war bisher unmöglich, ist aber von besonderem Vorteil gegenüber der Wir kung der Coriolisbeschleunigung, die sieh an den Kolbenenden in veränderlichen Schräg stellungen der 'V#Taseerspiegel äussert, und bei nicht radialen Schaufeln ein unzulä.ssig(,s Freilegen der Schaufelwände bewirken kann. In der neuen Bauart können also diese<B>IM-</B> erwünschten Nebenwirkungen der Pendel bewegung wesentlich verringert werden.
Unabhängig von der verhältnismässigen Verkleinerung der Umfangsgeschwindigkeit im Radspalt ist in der Turbine gemäss Fig. 1 eine vierte Massnahme durchgeführt, die eine weitere Verkleinerung der Reibungsverluste im Leitring und gleichzeitig eine Ver- besserung der Schaufelwirkung in den Leit- kanälen bewirkt. Die axiale Zone der Lauf radzellen ist durch zylindrische Wände 10 und 11 unterteilt.
1-)er Wasseraustritt erfolgt mir durch den einen Teil, etwa den äussern bei 12, der Wiedereintritt in die Laufzellen da gegen gleichzeitig durch beide Teile 13 und 14. Der Erfolg dieser NTassnahme kommt in Fig. 2 zum Ausdruck., im Geschwindigkeits- d iapra.min für irgendeine, beispielsweise die liö(#listvorkommende relative Pendelgeschwin digkeit.
Die relative Austrittsgeschwindig keit aus der Laufschaufel Wa ist wesentlich grösser als die relative Eintrittsgeschwindig- k eit in die Laufschaufel Wc. Wegen der verhä.linismässigen Verkleinerung der Um- fangsgeschwin:digkeit tr im Radspalt wird für eine bestimmte spezifische Leistung die Projektion x an sich grösser als sonst.
Durch die hinzukommende Verschiedenheit der re lativen Geschwindigkeiten Tlra und We wer den nun die Diagrammwinkel a und.<B>ss</B> we sentlich grösser als es bisher erreichbar war. Je grösser aber der Winkel a, desto grösser werden auch die Leitradquerschnitte, desto kleiner somit die spezifischen Reibungs verluste in den Leitkanälen. Je grösser ferner der Winkel ss, desto sicherer wird die er forderliche Umlenkung des Wassers inner halb der Leitkanäle, und desto empfindlicher wird die Reglungseinwirkung.
Die Turbine besitzt ein wasserfreies C-e- hä.use und erzielt dies durch elastische Dich tungen der Spalten 5, 6, 15, 16, 17, 18. So dichten die Ringe 19 die Spalten 5, 6 z w i- sehen den Laufrädern 1, 2 und der festen Gehäusewand 20.
Gas turbine with hendeluder liquid as propellant. Gas turbines with oscillating liquid. As propellants, in which, in a known manner, rotating water pistons oscillate under the action of gas pressures between two impellers through a guide ring, are there economically: dependent on da.ss it is possible to keep their energy losses from water friction and turbulence low and to render harmless the hydraulic side effects of the pendulum motion of their water pistons.
According to the current state of knowledge, these tasks are most perfectly solved in an embodiment of the turbine which, in a known manner, has two separate impellers and which equips them with the particular peculiarity which forms the feature of the invention.
The invention consists in the fact that the mean guide ring radius is only slightly larger than the largest external distance of the water level from the axis of the shaft. In the case of a turbine built in this way, the blading can then expediently be designed in such a way that the impeller cells between the combustion chamber and the outlet gap have an unchangeable cross-section.
that the separating wall of two adjacent impeller cells lies in its radial part between the combustion zone and the axial zone in an aclisial plane, and that finally the axial zone of the impeller cells is divided by a cylindrical wall in such a way that it is in the axial part of each impeller cell an inner and outer sub-channel is created, and that the stator channels on the inlet side only have the same radial height,
like the impeller part channel on the opposite side, as they show the full height of the impeller channel on the outlet side, so that the pendulous motive fluid can only enter the stator from one of the two partial channels of the impeller cells, while it can flow from the stator into both partial channels of the impeller cells.
In the drawing, the invention is illustrated in one embodiment, for example, ver. The turbine shown in Fig. 1 initially shows as much as possible an approximation of the circumferential speed in the stator gap to reflect that in the water. The lower the circumferential speed in the guide wheel gap, the lower the absolute water velocities in the guide ring for a certain specific power, the greater the associated flow cross-sections and the lower the friction losses in the guide channels that are dependent on both of them.
With the previously known wheel shapes based on centrifugal pumps and transformers, it was desirable to reduce the peripheral speeds. Cannot be achieved in the wheel gap, because the lengths of the water pistons required in the interest of splash safety increased the wheel diameter the more splash-proof one wanted to make the lifting movement of the water level.
According to the invention, however, the circumferential speed in the wheel gap can be largely reduced without impairing the spray reliability, or the spraying efficiency without enlargement; Increase the circumferential speed in the wheel gap at will, and thereby. that the main development of the required rotor blade lengths takes place axially in the limit case and radially only to the extent that it is determined by the distance (r of the water level parts in the outer end position from the shaft axis.
This feature of the new type comes in Fig. 1 from the print. The individual water piston oscillates between the wheels 1 and 2 through the stationary guide ring 3. The inside diameter of the wheel drums has moved as close as possible to the outermost position of the water level. The blade is between the points. 4-5 and 6-7 developed purely axially, and elongated to the extent that, in view of the given angular speed of the turbine, the prescribed spray safety is required.
Every further lengthening of the wheel blades increases the spray reliability without increasing the speed of rotation in the wheel gap.
This first measure makes a second possible, which also has the effect of improving the efficiency of the Pen del process. Since any desired degree of spray safety can be achieved through appropriate piston lye without increasing the circumferential speed in the wheel gap and without increasing the associated friction losses in the guide ring, the flow cross-sections of the impeller cells in the direction of the guide ring can be kept unchangeable in borderline cases,
so that the re-entry of the water into a flow cell is possible without converting speed back into pressure. With the previously known wheel shapes, in the interests of spray safety, it was necessary to taper the barrel cell cross-sections in the direction of the guide ring, and this involved a conversion of speed into pressure when the water entered the barrel cells, i.e. a certain deterioration change in the hydraulic efficiency of the pendulum process is unavoidable.
This loss group can be completely avoided by the measure given last in the present turbine; will.
A third training option depends on the first. Described-feature together, which allows a further improvement for the operation of the turbine. B-21 of the new wheel shape, the blades between the points 8-4 and 7-9, that is, in the entire area of the mirror strokes, and the subsequent bends 7week- wise, in the extreme case, are completely radial.
This was previously impossible, but it is of particular advantage compared to the effect of the Coriolis acceleration, which can be seen at the piston ends in the variable inclinations of the tase level and, with non-radial blades, an inadmissible exposure of the blade walls In the new design, these <B> IM </B> side effects of the pendulum movement, which are desirable, can be significantly reduced.
Independently of the relative reduction in the circumferential speed in the wheel gap, a fourth measure is carried out in the turbine according to FIG. 1, which further reduces the friction losses in the guide ring and at the same time improves the blade effect in the guide channels. The axial zone of the running wheel cells is divided by cylindrical walls 10 and 11.
1-) The water exits through one part, for example the outer one at 12, while the re-entry into the running cells is through both parts 13 and 14 at the same time. The success of this measure is expressed in FIG iapra.min for any, for example the liö (#list occurring relative pendulum speed.
The relative exit speed from the rotor blade Wa is significantly greater than the relative entry speed into the rotor blade Wc. Because of the relative linear reduction of the circumferential speed tr in the wheel gap, the projection x per se becomes larger than usual for a certain specific power.
Due to the additional difference in the relative speeds Tlra and We, the diagram angles a and. <B> ss </B> are now significantly greater than was previously achievable. However, the larger the angle a, the larger the stator cross-sections and the smaller the specific friction losses in the guide channels. The greater the further the angle ss, the safer the necessary diversion of the water within the guide channels, and the more sensitive the control effect.
The turbine has a water-free casing and achieves this through elastic seals in the gaps 5, 6, 15, 16, 17, 18. The rings 19 thus seal the gaps 5, 6 between the running wheels 1, 2 and the fixed housing wall 20.