Gasturbinenläufer. Es ist allgemein bekannt, dass die Wirt schaftlichkeitder Gasturbine .eine Frage des Werkstoffes ist. Je höher man mit ,der Gas temperatur beim Eintritt in die Turbine gehen kann, desto besser ist die Wirtschaft lichkeit. Die Dauerstandfestigkeit,der gegen wärtig vorhandenen ,Stähle bezw. Legierun gen setzt aber einer beliebigen Temperatur erhöhung bald eine Grenze. Man hat daher schon versucht, die am höchsten wärmebean spruchten Teile, wie .z. B. die Schaufeln, durch einen Luftstrom oder in anderer Weise zu kühlen.
Jede derartige Kühlung bedeutet aber einen zusätzlichen Aufwand und ver teuert deshalb die Anlage. Ausserdem wird dadurch eine Wirkungsgradeinbusse bedingt. Um diese Nachteile zu vermeiden, hat man ferner vorgeschlagen, für die hochwärmebe- anspruchten Teile keramische Werktsoffe zu verwenden. Bestimmte keramische Massen haben selbst bei Temperaturen von<B>1000'</B> C und mehr noch Festigkeiten, die bei den in Frage kommenden metallischen Werkstoffen bei weitem nicht erreicht werden.
Ausserdem haben die keramischen Massen die bedeuten den Vorteile des geringen spezifischen Ge wichtes.
Die Bearbeitungsmöglichkeiten und viele andere Eigenschaften der keramischen Werk stoffe unterscheiden sie jedoch stark von metallischen Werkstoffen. Bei der Konstruk tion von Gasturbinenläufern aus keramischen Werkstoffen muss man ,auf diese ganz anders gearteten Verhältnisse besonders Rücksicht nehmen. Besondere Schwierigkeiten bereitet z.
B. die Verbindung verschiedener kerami scher Bauteile miteinander. :So werden bei spielsweise die Füsse der Gasturbinenschau- feln im Betrieb durch die Zentrifugalkräfte sehr hoch beansprucht. Da ferner die kerami schen Massen bei Raumtemperaturen keine Verformbarkeit aufweisen, muss bei der Be arbeitung der zu verbindenden Teile grösste Sorgfalt darauf verwendet werden, dass die aneinanderliegenden Flächen genau eben sind, so dass nirgends Druckspitzen auftreten, die das Werkstück zersprengen könnten.
Um diese Schwierigkeiten zu vermeiden, hat man vorgeschlagen, Schaufeln und Läufer aus einem Stück. herzustellen. Bei manchen kera mischen Werkstoffen ist es aber sehr .schwie rig, z. B. den kompakten Läufer mit den verhältnismässibdünnen Schaufeln aus einem Stück fehlerfrei herzustellen. Es ist demge mäss auch bereits vorgeschlagen, auf frei stehende Schaufeln zu verzichten und in den Laufscheiben als Schaufelkanäle dienende Durchbrechungen vorzusehen. Derartige Tur binen weisen aber einen sehr geringen Wir kungsgrad auf.
Ferner hat man versucht, die Schaufeln einzeln mittels eines Laval- oder eines ähnlichen Fusses in den Läufer einzu setzen. Da, man bei dieser Anordnung hin sichtlich der Ausbildung des Fusses Rück sicht auf die Erfordernisse der keramischen Werkstoffe nehmen muss, wird jedoch die Schaufelteilung, die schon beim normalen Lavalfuss verhältnismässig gross ist, so gross, dass der anzustrebende höchste Wirkungs grad nicht erreicht werden kann. Beim Gas turbinenbau ist aber Ausnützung aller Mög lichkeiten, also auch höchster Wirkungsgrad der Turbine, unbedingt erforderlich..
Nach der Erfindung werden diese Nach teile dadurch vermieden, dass die am Läufer umfang freistehenden keramischen Lauf schaufeln auf zwei Seiten von keramischen Scheiben gehalten werden, die auf der Tur binenwelle angeordnet sind und unter Zwi schenschaltung eines elastischen Gliedes gegeneinandergepresst werden, wobei die Be rührungsfläche zwischen den Schaufeln und den Läufersehe-iben einen solchen VV inkel zur Turbinenachse bilden, dass die Resultieren den der Flächenpressungskräfte sich noch innerhalb des Schaufelfusses schneiden.
Es ist zwar bei Metallturbinen bekannt, die Schau feln zwischen zwei Laufscheiben einzu schweissen, oder die Laufscheiben seitlich gegen die Schaufeln anzupressen, doch hat dabei natürlich die Frage der Kräftelenkung wegen des gänzlich anders gearteten Werk- stoffes keine besondere Beachtung gefunden.
Bei der keramischen Turbine ist demgegen über aber von erheblicher Bedeutung, dass erst mit der besonderen Schaufelbefestigung nach der Erfindung schädliche Biegungs- beanspruchungen in den Schaufelfüssen ver mieden werden. Biegungskräfte in den End- scheiben lassen sich durch die dort mögliche verstärkte Ausbildung der Scheiben aufneh men.
In der Zeichnung sind mehrere Ausfüh rungsbeispiele von Turbinenläufern nach der Irrfindung in schematischer Weise darge stellt, und zwar zeigen Fig. 1 einen Turbinenläufer, der aus zwei keramischen Läuferscheiben besteht, Fig. 2 einen Turbinenläufer, dessen kera mische Läuferscheiben auf jeder Seite von einer Stahlseheibe abgeschützt sind, Fig. 3 einen mehrstufigen Turbinen läufer.
In Fig. 1 ist der Turbinenläufer senk recht in die beiden keramischen Läuferschei ben 1 und 2 unterteilt. Die Schaufeln 3, welche ebenfalls aus keramischer Masse be stehen, besitzen einen Hammerkopffuss, der auf beiden Seiten von den Läuferscheiben 1 und 2 umfasst wird. Infolge der schrägen Ausbildung der Berührungsflächen 4 am Schaufelfuss und 5 an den Läuferscheiben sind die Kraftlinien bei .der Kraftübertra gung von den Schaufeln 3 auf die Läufer scheiben 1 und 2 so gerichtet, dass sie sich innerhalb des Hammerkopffusses schneiden, so dass Biegung beanspruchungen in der Schaufel nicht auftreten.
Die Verspannung der beiden Läuferscheiben 1 und 2 erfolgt in der Weise, dass die Läuferscheibe 1 sich gegen den Bund 7 der Turbinenwelle 8 legt und die :Läuferscheibe 2 mittels einer auf der Turbinenwelle 8 angeordneten Schrauben mutter 9 gegen die Laufschaufeln 3 gedrückt wird. Zwischen der Schraubenmutter 9 und der Läuferscheibe 2 ist ein elastisches Glied in Gestalt einer Schraubenfeder 10 angeord net, um Wärmedehnungen zu ermöglichen.
Zwischen den beiden Läuferscheiben 1 und 2 ist zweckmässigerweise ein. -schmaler Spalt 6 vorgesehen.
Bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 werden die beiden Läuferscheiben nicht un mittelbar miteinander verspannt, sondern gegen .die Stahlscheiben 12 und 13 - abge stützt. Der Ängriff der Stützscheiben 12 und 13 an den Stellen 14 der Läuferscheiben 1 und 2 erfolgt in der Höhe der schrägen Flächen am Schaufelfuss, so dass auf alle Fälle Biebgungsbeanspruchungen auch in den Läuferscheiben 1 und 2 vermieden werden.
Die Zusammendrückung der Abstützscheiben 12 und 13 erfolgt in,der gleichen Weise wie nach dem Ausführungsbeispiel nach der Fing. 1. Die Scheibe 12 stützt sich gegen den Bund 7 der Turbinenwelle 8 und die Scheibe 13 wird unter Zwischenschaltung ider Feder 10 mit Hilfe,der Schraubenmuttern 9 gegen die Läufersüheibe 2 gepresst.
Man kann das elastische Zwischenglied (Feder 10) auch dadurch ersetzen, dass man die Stahlscheiben auf ihren senkrecht zur Wellenachse verlau fenden Teil 15 so dünn ausführt, dass sie eine bestimmte Elastizität besitzen und -dem zufolge federnd wirken. Die Stahlscheibe 12 ist beispielsweise federnd ausgeführt, wäh rend die Stahlscheibe 13 einer Wärmeausdeh nung des Turbinenläufers Widerstand: leistet und demzufolge nur in Verbindung mit der Feder 10 anwendbar ist.
Selbstverständlich wird man in der Praxis entweder beide Scheiben, 12 und 13 elastisch oder starr aus führen. Um -eine zu starke Erwärmung der Stahlscheiben 12 und 13 zu vermeiden, sind die Läuferscheiben 1 und 2 mit ringförmigen Rippen 16 ausgebildet, .die in Verbindung mit ebensolchen Rippen 17 am Turbinen gehäuse 18 eine Labyrinth.dichtung bilden.
Man kann auch die iStahlgcheiben 12 und 13 mit Rippen 16 versehen und zwischen den beiden Labyrinthdichtungen Sperrluft ein führen, so dass an dieser Stelle noch einmal eine Abdichtung gegenüber dem Gasraum der Turbine vorhanden ist.
Wie man insbesondere aus der Fig. 3 er kennt, eignet sich die Ausbildung des Tur binenläufers nach der Erfindung besonders für mehrstufige Turbinen. In der Fix. 3 ist ,die Anordnung schematisch für eine mehr stufige Turbine dargestellt. Jede zwischen zwei Stufen gelegene Läuferscheibe f9 ist von Biegungsbeanspruchungen praktisch ent lastet, .da sich die von der Fläche 5 aus, gehenden Kraftlinien innerhalb der Läufer scheibe treffen.
Man kann natürlich auch bei mehrstufigen Turbinenläufern die an den Enden befindlichen Läuferscheiben 1 und 2 mit Stützscheiben in der gleichen Weise wie bei der Ausführung nach der Fig. 2 ver sehen.
Bei der erfindungsgemässen Anordnung lassen sich die Läuferscheiben mit .der grösst möglichen Genauigkeit bearbeiten. Dasselbe gilt auch für die Schaufeln. Beim Schaufel fuss werden zunächst .die Seitenflächen in einer Vorrichtung genau geschliffen, dann werden- die Schaufeln an diesen Flächen in einer Vorrichtung aneinanderg,elegt, wobei zum Ausgleich kleinerer Ungenauigkeiten ein Schlussstück eingepasst wird.
Man kann schliesslich auch die einzelnen Schaufeln in an sich bekannter Weise in die Läuferscheiben ein;glasieren. In diesem Fall wird zweckmässig .der Spalt 6 zwischen den Läuferscheiben sehr klein ausgeführt und diese ebenfalls mittels Glasur zueaTnmenge- brannt. Bei diesem Verfahren ist die erfor derliche Genauigkeit der bearbeiteten Schau feln und Läuferscheiben nicht so gross, da die Glasur in der Lage ist, geringe Uneben heiten auszugleichen.
Ein weiterer Verteil des Läufers nach der Erfindung besteht darin, dass man kleine Ungenauigkeiten in der Herstellung dadurch ausgleichen kann, dass man den zusammen gebauten Läufer bei hohen Temperaturen zusammenpre:sst, so dass etwa vorstehende Schaufeln in die Läuferscheiben an,der Stelle 5 hineingedrückt werden. Es kommen somit alle Schaufeln an den .Stellen 4 zum Anlie gen.
Durch eingehende Versuche wurde näm lich festgestellt, dass bei hohen Temperatu ren .die keramischen Werkstoffe in gewissem Masse sich plastisch verformen lassen. Auf diese Weise kann man auch einzelne schad- haft gewordene Schaufeln auswechseln. Nach Einsetzen der neuen Schaufeln wird dann der ganze Läufer von neuem einem Pressvor- gang bei hohen Temperaturen ausgesetzt, so dass die neuen Schaufeln ebenfalls an allen erforderlichen Stellen zum Anliegen kom men.
Die Temperaturen müssen dabei für jede keramische Masse besonders ermittelt werden. Beim Zusammenpressen :des Läufers wird der Druck zweckmässig so eingeleitet, dass. Biegungsbeanspruchungen vermieden werden, also an Stellen, die mit den Flächen 4 bezw. 5 auf demselben Zylindermantel lie gen.
Gas turbine rotor. It is well known that the economy of the gas turbine is a question of the material. The higher you can go with the gas temperature when entering the turbine, the better the economy. The fatigue strength of the existing steels respectively. Alloys, however, soon set a limit to any temperature increase. One has therefore already tried to get the parts that are most exposed to heat, such as. B. the blades to cool by an air stream or in some other way.
However, each such cooling means an additional effort and therefore makes the system more expensive. This also causes a loss of efficiency. In order to avoid these disadvantages, it has also been proposed to use ceramic materials for the highly heat-exposed parts. Even at temperatures of <B> 1000 '</B> C and more, certain ceramic masses have strengths that are far from being achieved with the metallic materials in question.
In addition, the ceramic masses have the advantages of the low specific weight.
However, the processing options and many other properties of ceramic materials differ greatly from metallic materials. When designing gas turbine rotors from ceramic materials, particular consideration must be given to these very different conditions. Particular difficulties arise, for.
B. the connection of various kerami shear components with each other. : For example, the feet of the gas turbine blades are very heavily stressed during operation by centrifugal forces. Furthermore, since the ceramic masses are not deformable at room temperature, great care must be taken when processing the parts to be connected that the adjacent surfaces are exactly flat, so that no pressure peaks occur anywhere that could burst the workpiece.
In order to avoid these difficulties, it has been proposed that blades and runners be made in one piece. to manufacture. With some kera mix materials it is very .schwie rig, z. B. to manufacture the compact rotor with the relatively thin blades from one piece without errors. Accordingly, it has also already been proposed to dispense with free-standing blades and to provide openings in the running disks that serve as blade channels. However, such turbines have a very low degree of efficiency.
Attempts have also been made to insert the blades into the runner individually by means of a Laval or a similar foot. Since, with this arrangement, one has to take into account the requirements of the ceramic materials with regard to the formation of the foot, the blade pitch, which is already relatively large in the normal Laval foot, is so large that the highest level of efficiency that is to be striven for cannot be achieved . In gas turbine construction, however, it is essential to make use of all possible options, including the highest possible degree of efficiency of the turbine.
According to the invention, these after parts are avoided in that the free-standing ceramic running blades on the runner are held on two sides by ceramic disks, which are arranged on the turbine shaft and are pressed against each other with interconnection of an elastic member, the contact surface between The blades and the rotor blades form such a VV angle to the turbine axis that the results of the surface pressure forces intersect within the blade root.
It is known in metal turbines to weld the blades between two rotor disks, or to press the rotor disks laterally against the blades, but of course the question of force control has not received any special attention because of the completely different material.
In the case of the ceramic turbine, on the other hand, it is of considerable importance that harmful bending stresses in the blade roots are avoided only with the special blade attachment according to the invention. Bending forces in the end plates can be absorbed by the reinforced design of the plates that is possible there.
In the drawing, several Ausfüh approximately examples of turbine rotors according to the Irrfindung in a schematic manner Darge shows, namely Fig. 1 shows a turbine rotor, which consists of two ceramic rotor disks, Fig. 2 a turbine rotor, the ceramic rotor disks on each side of a steel disk are protected, Fig. 3 is a multi-stage turbine runner.
In Fig. 1, the turbine runner is perpendicular to the two ceramic rotor discs 1 and 2 divided. The blades 3, which are also made of ceramic mass, have a hammer head foot, which is surrounded on both sides by the carriers 1 and 2. As a result of the inclined design of the contact surfaces 4 on the blade root and 5 on the rotor disks, the lines of force in the case of the power transmission from the blades 3 to the rotor disks 1 and 2 are directed so that they intersect within the hammer head root, so that bending stresses in the Shovel does not occur.
The two carriers 1 and 2 are braced in such a way that the carrier 1 rests against the collar 7 of the turbine shaft 8 and the carrier 2 is pressed against the rotor blades 3 by means of a screw nut 9 arranged on the turbine shaft 8. Between the nut 9 and the rotor disc 2, an elastic member in the form of a helical spring 10 is net angeord to allow thermal expansion.
Between the two carriers 1 and 2 is expediently a. - narrow gap 6 provided.
In the exemplary embodiment according to FIG. 2, the two carriers are not clamped directly to one another, but instead are supported against the steel disks 12 and 13. The support disks 12 and 13 engage at the points 14 of the carriers 1 and 2 at the height of the inclined surfaces on the blade root, so that bending stresses are also avoided in the carriers 1 and 2 in any case.
The compression of the support disks 12 and 13 takes place in the same way as in the embodiment according to the fing. 1. The disk 12 is supported against the collar 7 of the turbine shaft 8 and the disk 13 is pressed against the rotor hub 2 with the interposition of the spring 10 with the aid of the screw nuts 9.
The elastic intermediate member (spring 10) can also be replaced by making the steel disks so thin on their part 15 running perpendicular to the shaft axis that they have a certain elasticity and therefore act resiliently. The steel disk 12 is, for example, resilient, while the steel disk 13 rend a thermal expansion of the turbine runner resistance: makes and therefore only in connection with the spring 10 is applicable.
Of course, in practice you will either run both discs, 12 and 13 elastically or rigidly. In order to avoid excessive heating of the steel disks 12 and 13, the carrier disks 1 and 2 are designed with annular ribs 16, which, in conjunction with the same ribs 17 on the turbine housing 18, form a labyrinth seal.
The steel plates 12 and 13 can also be provided with ribs 16 and sealing air can be introduced between the two labyrinth seals, so that at this point there is once again a seal against the gas space of the turbine.
As one knows in particular from FIG. 3, the design of the tur binenrunner according to the invention is particularly suitable for multi-stage turbines. In the fix. 3 shows the arrangement schematically for a multi-stage turbine. Each rotor disk f9 located between two stages is practically relieved of bending stresses, since the lines of force from surface 5 meet within the rotor disk.
You can of course see the rotor disks 1 and 2 located at the ends with support disks in the same way as in the embodiment of FIG. 2 ver with multi-stage turbine rotors.
With the arrangement according to the invention, the carriers can be machined with the greatest possible accuracy. The same goes for the blades. In the case of the blade root, the side surfaces are first precisely ground in a device, then the blades are placed against one another on these surfaces in a device, a closing piece being fitted to compensate for minor inaccuracies.
Finally, the individual blades can also be glazed into the carriers in a manner known per se. In this case, the gap 6 between the carriers is expediently made very small and this is also burned to an amount by means of glaze. In this process, the required accuracy of the machined blades and carriers is not so great, as the glaze is able to compensate for minor unevenness.
Another distribution of the rotor according to the invention is that small inaccuracies in production can be compensated for by compressing the assembled rotor at high temperatures so that any protruding blades are pressed into the rotor discs at point 5 . Thus, all of the blades come to rest at the points 4.
Extensive tests have shown that at high temperatures the ceramic materials can be plastically deformed to a certain extent. In this way it is also possible to replace individual damaged blades. After the new blades have been inserted, the entire rotor is then again subjected to a pressing process at high temperatures, so that the new blades also come to rest at all required points.
The temperatures must be determined specifically for each ceramic mass. When compressing: the runner, the pressure is expediently introduced in such a way that bending stresses are avoided, that is to say at points which are connected to the surfaces 4 or 5 lie on the same cylinder jacket.