W ärmekraftanlage. Die Erfindung betrifft eine Wärmekraft anlage, in der ein gasförmiges Arbeitsmittel in mindestens einem Verdichter auf einen höheren Druck gebracht, dann erhitzt und hierauf in mindestens einer zumindest einen Verdichter antreibenden Turbine (Verdichter- turbine) und mindestens einer Nutzleistung abgebenden Turbine (N,utzleistungsturbine) entspannt wird, wobei die Verdichter- und die Nutzleistungsturbine mit voneinander unab hängigen Drehgeschwindigkeiten laufen.
Im normalen Betriebszustand einer solchen Anlage wird die Leistung der Verdichtertur- bine vom Verdichter vollständig aufgezehrt, so dass nach aussen keine Leistung abgegeben wird. Diese Maschinengruppe kann daher grundsätzlich ohne besondere Regelung lau fen.
Tritt aber eine Störung auf, wie etwa eine zufällige Veränderung der Lagerreibung, oder beispielsweise eine Änderung in der Tem peratur des Arbeitsmittels beim Eintritt in den Verdichter oder in die Turbine, so ist das Gleichgewicht zwischen Leistungsabgabe der Turbine und Leistungsaufnahme des Verdich ters nicht mehr vorhanden. Bei einem Über- schuss der erzeugten Leistung über den Ver brauch wird aber die Drehzahl der Anlage gesteigert.
Es ist bekannt, dass eine Drehzahlände rung der Verdichtergruppe über oder unter zulässige Grenzen durch Regelung von in den Kreislauf eingeschalteten Drosselorganen oder durch 'Öffnen von mit diesen in Verbindung stehenden Bypassleitungen verhindert werden kann. Solche Regelungsarten bringen aber Ver luste mit sich und sind auch mit einem ge- wissen konstruktiven Aufwand verbunden.
Eine gewisse Drehzahländerung der Ver- diclhterturbine in kleinem Bereich ist jedoch durchaus zulässig. Es ist aber notwendig, dass . bei einer auftretenden Störung des Gleich- gewichtes die Drehzahl auf einen wenig ver- ändertereWert stabil einspielt.
Dies wird nach der Erfindung dadurch erreicht, dass in min destens einer der Turbinen (Verdichter- oder/, und Nutzleistungsturbine) mindestens im überwiegenden Teil ihrer Stufen das Verhält nis zwischen dem Winkel, den die relative Eintrittsgeschwindigkeit der Strömung ins Laufrad der betreffenden Stufen mit der Umfangsgeschwindigkeit bildet (ss,), und dem Winkel, den die absolute Eintrittsge- schwindigkeit ins Leitrad der betreffenden Stufen mit der Umfangsgeschwindigkeit bil det (a1),
für die Nennlast der Anlage so fest- ; gelegt ist, dass bei Drehzahlerhöhungen einer der Turbinen die Verdichterturbine einen verhältnismässig kleineren Anteil an der ge samten Leistungserzeugung übernimmt und bei Drehzahlsenkung einer der Turbinen die Verdichterturbine einen verhältnismässig grö sseren Anteil an der gesamten Leistungser zeugung übernimmt.
Werden die Turbinen in dieser Weise ausgelegt, so gibt die Verdichterturbine mit steigender Drehzahl eine verhältnismässig ge ringere Leistung ab, so dass ein zufällig vor handener Überschuss wieder ausgeglichen wird und die Drehzahl sich somit nicht mehr weiter steigert. Bei sinkender Drehzahl wird umgekehrt ein Leistungsfehlbetrag durch die verhältnismässige Vergrösserung der Leistung der Verdichterturbine wieder ausgeglichen.
Dadurch, dass bei der erfindungsgemässen Auslegung der Turbinen die Leistungserzeu gung der Verdichterturbine auch bei Erhö hung der Drehzahl der Nutzleistungsturbine verhältnismässig verringert und bei Senkung der Drehzahl verhältnismässig erhöht wird, wird insbesondere in jenen Fällen eine gün stige Wirkung erzielt, wo die Nutzleistung mit variabler Drehzahl abgegeben wird und die niedrige Drehzahl einem Teillastzustand der Anlage entspricht,
wie beispielsweise beim Antrieb eines Schiffspropellers. Bei einem Teillastzustand macht nämlich die Lagerreibung einen grösseren Bruchteil der Gesamtleistung aus, so dass dann die Verdich- tergruppe ein Leistungsmanko aufweisen wird, welches nun bei der erfindungsgemässen Auslegung der Turbinen mindestens teilweise infolge der verminderten Drehzahl der Nutz- leistungsturbine ausgeglichen wird.
Auf der beiliegenden Zeichnung sind zwei beispielsweise Ausführungsformen von An lagen nach der Erfindung in vereinfachter Darstellungsweise veranschaulicht, und zwar zeigt: Fig. 1 eine Anlage, bei der eine Verdich ter- und eine -iNutzleistungsturbine vom Ar beitsmittel nacheinander durchflossen wer den, Fig. 2 eine Anlage,
bei der eine Verdich ter- und eine Nutzleistungsturbine vom Ar- beitsmittel parallel durchflossen werden, und Fig. 3 und 4 zeigen je die Schaufelungen eines Leit- und eines Laufrades zweier ver schieden ausgelegter Turbinen.
In Fig. 1 bezeichnet 1 einen Verdichter, der ein in einem Kreislauf umlaufendes Ar- beitsmittel, nachdem es in einem Kühler 2 gekühlt worden ist, verdichtet. Dieses Ar- beitsmittel gelangt hierauf durch eine Lei tung 3, einen Wärmeaustauscher 4, eine Lei tung 5, einen Erhitzer 6 und eine Leitung 7 in eine Hochdruckturbine 8, um sich in die- ser unter Arbeitsabgabe zu entspannen.
Die Turbine 8 treibt den Verdichter 1 an und wird deshalb im vorliegenden Zusammenhang "Verdichterturbine" genannt. Das in der Ver- dichterturbine 8 zum Teil entspannte Arbeits mittel gelangt durch eine Leitung 9 in eine Niederdruckturbine 10, in welcher es unter Arbeitsabgabe weiter entspannt wird, um hierauf durch eine Leitung 11, den Wärme- austauscher 4, eine Leitung 12 und :den Kühler 2 wieder in den Verdichter 1 zu ge langen, womit der Kreislauf durchlaufen ist.
Die von der Niederdruckturbine 10 erzeugte Leistung wird über ein Getriebe 18 an einen Propeller 14 abgegeben, und :diese Turbine 10 wird daher im vorliegenden Zusammenhänge "Nutzleistungsturbine" genannt.
Die Verdichterturbine 8 und die Nutz- leistungsturbine 10 werden somit vom Ar beitsmittel nacheinander durchflossen und die Anordnung ist so getroffen, dass diese zwei Turbinen mit voneinander unabhängigen Drehzahlen laufen können. Die Durchfluss- menge für beide Turbinen 8 und 10,ist somit gleich.
Bei sinkender Drehzahl wird bei einer solchen Anordnung eine dieser Turbinen eine verhältnismässige Erhöhung der Leistungs- erzeugung aufweisen, wenn sie bei fester Durchflussmenge das grössere Wärmegefälle verarbeitet als mit der höheren Drehzahl. Hinsichtlich der andern Turbine wird sich dann der verhältnismässige Anteil am Ge samtgefälle vermindern.
Die theoretische Nachrechnung einer Tur binenstufe zeigt, dass sie bei fester Durch flussmenge und sinkender Drehzahl ein stei gendes Gefälle verarbeitet, wenn die Stufe für die Nennlast der Anlage in der in Fig. 3 gezeigten Weise ausgelegt wird, wo der Win kel ss, den die relative Eintrittsgeschwin digkeit 2o,. der Strömung ins Laufrad 15 mit der Umfangsgeschwindigkeit u bildet, grösser ist als der Winkel a,, den die absolute Ein trittsgeschwindigkeit c,
ins Leitrad 16 mit derUmfangsgeschwindigkeit u bildet (ss1 > a,). Um die beabsichtigte Wirkung zu erzielen, muss dies also im vorliegenden Falle für min destens den überwiegenden Teil der Stufen der Verdichterturbine 8 zutreffen.
Bei Ab gabe der Nutzleistung mit veränderlicher Drehzahl ist dagegen für die Nutzleistungs- turbine 10 mindestens der überwiegende Teil ihrer Stufen so auszulegen, dass diese Tur bine bei sinkender Drehzahl den kleineren Gefällsanteil verarbeitet.
Unter Bezugnahme auf Fig. 4 heisst das, dass der Winkel ss1, den die relative Eintrittsgeschwindigkeit w, der Strömung in das Laufrad 17 mit der Um fangsgeschwindigkeit u bildet, für die Nenn last der Anlage kleiner ist als der Winkel a,, den die absolute Eintrittsgeschwindigkeit c,. ins Leitrad 18 mit der Umfangsgeschwindig keit u bildet (ss, < a,).
Die in Fig. 2 gezeigte Anordnung unter scheidet sich von der in Fig. 1 gezeigten da durch, dass die Verdiehterturbine 19 und die Nutzleistungsturbine 20, die auch hier mit voneinander unabhängigen Drehzahlen laufen können, vom Arbeitsmittel parallel durch flossen werden. In diesem Falle ist das Ge fälle für beide Turbinen 19 und 20 gleich und bei jener wird sich der verhältnismässige Anteil an der Leistungserzeugung vergrö ssern, bei welcher sich die Durchflussmenge bei festem Gefälle vergrössert.
Eine theoretische Nachrechnung führt hier auf die umgekehrten Forderungen gegen über jenen für nacheinander geschaltete Tur binen, und zwar ist mindestens der über wiegende Teil der Stufen der Verdichtertur- bine 19 für die Nennlast der Anlage so aus zulegen, dass der Winkel ss,, den die relative Eintrittsgeschwindigkeit w, der Strömung ins Laufrad mit der Umfangsgeschwindig keit u bildet, kleiner ist als der Winkel a,, den die absolute Eintrittsgeschwindigkeit c,
ins Leitrad mit der Umfangsgeschwindigkeit u bildet (ss, <I> < a,)</I> Für mindestens den über wiegenden Teil der Stufen der Nutzleistungs- turbine 20 ist dagegen für die Nennlast der Anlage ss, > a, zu wählen.
Thermal power plant. The invention relates to a thermal power plant in which a gaseous working medium is brought to a higher pressure in at least one compressor, then heated and then in at least one turbine driving at least one compressor (compressor turbine) and at least one turbine that delivers useful power (N, useful power turbine) is relaxed, the compressor and the power turbine run at independent rotational speeds.
In the normal operating state of such a system, the output of the compressor turbine is completely consumed by the compressor, so that no output is released to the outside. This machine group can therefore basically run without any special regulation.
If, however, a disturbance occurs, such as a random change in bearing friction or, for example, a change in the temperature of the working fluid when it enters the compressor or the turbine, the balance between the power output of the turbine and the power consumption of the compressor is no longer present . However, if the generated power exceeds consumption, the speed of the system is increased.
It is known that a change in the speed of the compressor group above or below permissible limits can be prevented by regulating throttling elements connected to the circuit or by opening bypass lines connected to them. Such types of regulation, however, entail losses and are also associated with a certain design effort.
A certain speed change of the compressor turbine in a small range is, however, entirely permissible. But it is necessary that. in the event of a disturbance in the equilibrium, the speed stabilizes at a slightly changed value.
This is achieved according to the invention in that in at least one of the turbines (compressor or / and power turbine) at least in the majority of its stages the ratio between the angle that the relative entry speed of the flow into the impeller of the relevant stages with the Peripheral speed forms (ss,), and the angle that the absolute entry speed into the guide wheel of the relevant stages forms with the peripheral speed (a1),
so fixed for the nominal load of the system; It is established that when the speed of one of the turbines increases, the compressor turbine takes over a relatively smaller share of the total power generation and when one of the turbines decreases the speed, the compressor turbine takes on a relatively larger share of the total power generation.
If the turbines are designed in this way, the compressor turbine delivers a relatively lower output as the speed increases, so that any excess that happens to be present is compensated for and the speed no longer increases. Conversely, when the speed drops, a shortfall in output is compensated for by the relative increase in the output of the compressor turbine.
The fact that in the design of the turbine according to the invention, the power generation of the compressor turbine is reduced relatively even when the speed of the power turbine is increased and relatively increased when the speed is reduced, a favorable effect is achieved in particular in those cases where the useful power is variable speed is output and the low speed corresponds to a partial load condition of the system,
such as when driving a ship's propeller. In the case of a partial load condition, the bearing friction makes up a larger fraction of the total output, so that the compressor group will then have a performance deficit, which is now at least partially compensated for in the turbine design according to the invention as a result of the reduced speed of the useful power turbine.
On the accompanying drawing, two exemplary embodiments of systems according to the invention are illustrated in a simplified representation, namely: Fig. 1 shows a system in which a compressor and a -iNutzkraftsturbine work medium flowed through one after the other by the Ar, Fig. 2 a plant,
in which the working fluid flows through a compressor and a power turbine in parallel, and FIGS. 3 and 4 each show the blades of a guide wheel and an impeller of two differently designed turbines.
In FIG. 1, 1 denotes a compressor which compresses a working medium circulating in a circuit after it has been cooled in a cooler 2. This working medium then passes through a line 3, a heat exchanger 4, a line 5, a heater 6 and a line 7 into a high-pressure turbine 8 in order to relax in this with a work output.
The turbine 8 drives the compressor 1 and is therefore called "compressor turbine" in the present context. The working medium, which is partially expanded in the compressor turbine 8, passes through a line 9 into a low-pressure turbine 10, in which it is further expanded with work output, in order to then pass through a line 11, the heat exchanger 4, a line 12 and the Cooler 2 again in the compressor 1 to ge long, which the cycle is through.
The power generated by the low-pressure turbine 10 is output to a propeller 14 via a gearbox 18, and: this turbine 10 is therefore referred to in the present context as the “power turbine”.
The compressor turbine 8 and the useful power turbine 10 are thus flowed through one after the other by the working medium and the arrangement is made such that these two turbines can run at speeds that are independent of one another. The flow rate for both turbines 8 and 10 is therefore the same.
With a decreasing speed, one of these turbines will have a relative increase in power generation with such an arrangement if, with a fixed flow rate, it processes the greater heat gradient than with the higher speed. With regard to the other turbine, the proportionate share of the total gradient will then decrease.
The theoretical recalculation of a turbine stage shows that it processes a rising gradient with a fixed flow rate and falling speed if the stage is designed for the nominal load of the system in the manner shown in FIG. 3, where the angle ss that the relative entry speed 2o ,. the flow into the impeller 15 forms with the peripheral speed u, is greater than the angle a ,, which the absolute entry speed c,
into the stator 16 with the circumferential speed u (ss1> a,). In order to achieve the intended effect, this must therefore apply in the present case for at least the majority of the stages of the compressor turbine 8.
When outputting the useful power at a variable speed, on the other hand, at least the major part of its stages for the useful power turbine 10 must be designed so that this turbine processes the smaller proportion of the gradient when the speed drops.
With reference to FIG. 4, this means that the angle ss1 which the relative entry speed w of the flow into the impeller 17 with the circumferential speed u forms is smaller than the angle α for the nominal load of the system Entry velocity c ,. into the stator 18 with the circumferential speed u (ss, <a,).
The arrangement shown in FIG. 2 differs from that shown in FIG. 1 because the compressor turbine 19 and the useful power turbine 20, which can also run at mutually independent speeds here, are flowed through in parallel by the working medium. In this case, the gradient is the same for both turbines 19 and 20 and in the case of the turbine the proportionate share of the power generation at which the flow rate increases with a fixed gradient will increase.
A theoretical recalculation leads here to the opposite requirements compared to those for successively connected turbines, namely at least the predominant part of the stages of the compressor turbine 19 for the nominal load of the system is to be designed so that the angle ss ,, which the relative entry velocity w, which forms the flow into the impeller with the peripheral velocity u, is smaller than the angle a ,, which the absolute entry velocity c,
into the stator with the circumferential speed u forms (ss, <I> <a,) </I> For at least the predominant part of the stages of the power turbine 20, however, ss,> a, is to be selected for the nominal load of the system.