Zweistufige Kaplanturbine. In dein Bestreben, axial durchströmte Wasserturbinen (Propeller- und Kaplan turbinen) für immer grössere Gefälle zur An wendung bringen zu können, sind bereits Ausführungen vorgeschlagen worden, bei denen zwei Laufräder mit festen oder ver stellbaren Schaufeln unmittelbar, also ohne Zwischenschaltung eines Leitapparates, hin tereinander angeordnet sind.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zu grunde, eine zweistufige Kaplanturbine so auszubilden, dass sie mit möglichst hohem Wirkungsgrad und möglichst geringer Kavi tation arbeitet. Gemäss der Erfindung wird dies dadurch erreicht, dass die erste Stufe als Hochdrucklaufrad mit einem Verhältnis Nabendurchmesser/Aussendurchmesser der Beschaufelung mindestens 0,5 und die zweite Stufe als Niederdrucklaufrad ausgebildet ist, welches bei höchstens gleichem Aussendurch messer einen kleineren Innendurchmesser als das Hochdrucklaufrad aufweist, wobei die Verhältnisse so gewählt sind, dass das Nabenverhältnis des Hochdrucklaufrades mindestens 10% grösser ist als das Naben verhältnis des Niederdrucklaufrades.
Es ist an sich bereits vorgeschlagen wor den, bei einer zweistufigen Kaplanturbine den Durchflussquerschnitt der zweiten Stufe grösser zu wählen als den Durchflussquer schnitt der ersten Stufe. Dies wird dort aber dadurch erreicht, dass bei gleichbleibendem Nabendurchmesser der Aussendurchmesser in den beiden Stufen, mindestens aber in der zweiten Stufe vom Eintritt bis zum Austritt stetig zunimmt. Dabei ergibt sich eine un günstige divergente Strömung mit der Ge fahr einer besonders grossen schädlichen Tot wasserbildung.
Die Erfindung ist in der Zeichnung in zwei Ausführungsbeispielen dargestellt : Fig. 1 zeigt einen Axialschnitt durch die beiden Laufradstufen einer Turbine mit im Bereich der ersten Stufe kugeligem und im Bereich der zweiten Stufe zylindrischem Mantel.
Fig. 2 zeigt einen Zylinderschnitt der Be- schaufelung hierzu.
Fig. 3 zeigt ein weiteres Beispiel mit im Bereich der zweiten Stufe kegelförmig erwei tertem Mantel.
In den Fig. 1 und 2 ist die Turbinenachse mit 1 bezeichnet, die Schaufeln der ersten Stufe, welche als Hochdruckstufe ausgebildet ist, mit 2 und die Schaufeln der zweiten Stufe, der Niederdruckstufe, mit 3. Wie er sichtlich, ist der Innendurchmesser der Schau feln 2 der Hochdruckstufe bedeutend grösser als der Innendurchmesser der Schaufeln 3 der Niederdruckstufe, während der Aussen durchmesser der Schaufeln 2 der Hochdruck stufe nur .wenig grösser ist als der Aussen durchmesser der Schaufeln der zweiten Stufe.
Das Verhältnis Nabendurchm.esser/Aussen- durchinesser der Beschaufelung beträgt bei der Hochdruckstufe mindestens 0,5 oder auch mehr und ist mindestens 10% grösser als das entsprechende Verhältnis der Nieder druckstufe. Die Laufradummantelung liegt im Bereich 4 der Hochdruckstufe auf einer Kugelfläche. Auch der äussere Umfang der Schaufeln 2 der Hochdruckstufe liegt auf einer Kugelfläche. Im Bereich 5 der Nieder druckstufe dagegen ist die Ummantelung im wesentlichen zylindrisch.
Der Abstand 6 zwi schen den beiden Stufen ist gerade so gross gewählt, als es mit Rücksicht auf einen kon tinuierlichen Übergang vom Nabenbereich der ersten Stufe zum Nabenbereich der zwei ten Stufe erforderlich ist. Wie aus Fig. 2 er sichtlich, sind die Schaufeln 2 der ersten Stufe in Umfangsrichtung gegenüber den Schaufeln 3 der zweiten Stufe um den Be trag 7 in Umfangsrichtung versetzt. Die Pro fillänge 8 der Schaufeln 2 ist grösser als die Profillänge 9 der Schaufeln 3.
Die Fig. 3 zeigt einen Axialschnitt durch die rechte Hälfte einer weiteren Ausführungs form. Die um die Achsen 12 drehbaren Schaufeln 2 der Hochdruckstufe sind an den Ecken 13 und 14 nur wenig abgerundet und im übrigen bis an die auf einer Kugelfläche liegende Ummantelung 15 herangeführt. Die um die Achsen 16 drehbaren Schaufeln 17 der zweiten Stufe dagegen haben stark ab gerundete Ecken 18 und 19 und sind be deutend kürzer, als es der radialen Abmes sung des Strömungskanals entsprechen würde. Die Abrundungsradien an den Schau feln 17 sind doppelt so gross wie diejenigen an den Schaufeln 2. Der Spalt 10 nimmt von oben nach unten zu, was durch die kegelige Ausbildung der Ummantelung im Bereich 11 der zweiten Stufe noch unter stützt wird.
Die erste Stufe wird bei beiden Beispielen als Hochdruckstufe ausgelegt, indem sie etwa 2/3 bis 3/4 des gesamten Gefälles zu ver arbeiten hat, während der Rest des Gefälles von der zweiten Stufe, von der Niederdruck stufe, verarbeitet wird. Das Verhältnis Na bendurchmesser/Aussendurchmesser der Be- schaufelung beträgt auch beim zweiten Bei spiel beim Hochdruck-Laufrad mindestens 0,5 oder mehr.
Die Hochdruckstufe wird hierbei so belastet, dass sie über den ganzen Regelbereich nahezu kavitationsfrei arbeitet, während die zweite Stufe mit dem von ihr verarbeiteten Restgefälle den für die erste Stufe erforderlichen Gegendruck ergibt, ohne dass ein Saugrohr mit besonders grosser Saug höhe zur Ausführung kommen .nüsste.
Der Durchflussquerschnitt der zweiten Stufe wird grösser gewählt als der Durch flussquerschnitt der ersten Stufe. Dies wird dadurch erreicht, dass die zweite Stufe gegenüber der ersten bei gleichem oder nur wenig kleinerem Aussendurchmesser der Be- schaufelung einen wesentlich kleineren In nendurchmesser erhält.
Das Nabenverhält- nis der Hochdruckstufe wird auch beim zweiten Beispiel mindestens 10 /, grösser als das Nabenverhältnis der Niederdruckstufe. Die gesamte zweistufige Turbine ist demnach keine rein axial durchströmte Turbine, son dern eine Konusturbine.
Für die zweistufigen Kaplanturbinen sind die Spaltverluste dem hohen Druck ent sprechend ebenfalls besonders hoch. Um diesem Nachteil abzuhelfen, werden die Flügel der ersten hochbelasteten Stufe, wie bei Kaplanturbinen an sich bekannt, an ihrem äusseren Umfang und die Ummante lung des Laufrades im Bereich der ersten Stufe nach einer Kugelfläche ausgebildet, derart, dass die Schaufeln der ersten Stufe von der Eintrittskante bis zur Austritts kante in allen Schaufelstellungen einen gleichbleibenden kleinen Spalt bilden.
An sich könnten auch die Schaufeln der zweiten Stufe und entsprechend deren Um mantelung aussen kugelig ausgebildet werden. Doch empfiehlt es sich, die Ausführung so zu wählen, dass im Bereich der zweiten Stufe zwischen dem äusseren Rand der Schaufeln und der Ummantelung ein beträchtlicher Spalt verbleibt. Die radiale Breite des Spaltes kann bis zu etwa 20 /o der gesamten Breite des ringförmigen Strömungskanals betragen. Für grössere Fallhöhen wird der Spalt der zweiten Stufe zwar kleiner ausgeführt, doch soll die Spaltbreite auch hierbei von anderer Grössenordnung sein als die Spaltbreite der ersten Stufe.
Die Vergrösserung des Laufradspaltes im Bereich der Schaufeln der zweiten Stufe kann dadurch erzielt werden, dass im Bereich dieser Stufe die Ummantelung zylindrisch oder leicht kegelig und die Flügel mit stark abgerundeten Enden ausgebildet werden. Durch die starke Abrundung der Ecken und durch die kegelförmige Erweiterung der Um mantelung im Bereich der zweiten Stufe mit verkürzten Schaufeln werden besondere Vor teile erreicht.
Die Schaufeln der zweiten Stufe werden dabei so ausgebildet, dass ihre radiale Länge von einem grösseren Wert im Eintrittsbereich allmählich auf einen kleineren Wert im Aus trittsbereich abnimmt, etwa derart, dass die Aussenkanten der Schaufeln, abgesehen von den abgerundeten Ecken, kegelig von oben nach unten zusammenlaufen.
Two-stage Kaplan turbine. In your endeavor to be able to apply axially flowed water turbines (propeller and Kaplan turbines) for ever greater gradients, designs have already been proposed in which two impellers with fixed or adjustable blades directly, i.e. without the interposition of a diffuser are arranged one above the other.
The invention is based on the object of designing a two-stage Kaplan turbine in such a way that it works with the highest possible degree of efficiency and the lowest possible cavitation. According to the invention, this is achieved in that the first stage is designed as a high-pressure impeller with a hub diameter / outer diameter of the blading ratio of at least 0.5 and the second stage is designed as a low-pressure impeller, which has a smaller inner diameter than the high-pressure impeller with at most the same outer diameter, with the ratios are chosen so that the hub ratio of the high pressure impeller is at least 10% greater than the hub ratio of the low pressure impeller.
It has already been proposed that, in a two-stage Kaplan turbine, the flow cross-section of the second stage should be selected to be larger than the flow cross-section of the first stage. However, this is achieved there in that, with the hub diameter remaining the same, the outer diameter in the two stages, but at least in the second stage, increases steadily from the entry to the exit. This results in an unfavorable divergent flow with the risk of particularly large harmful dead water formation.
The invention is shown in the drawing in two exemplary embodiments: FIG. 1 shows an axial section through the two impeller stages of a turbine with a shell that is spherical in the region of the first stage and cylindrical in the region of the second stage.
2 shows a cylinder section of the blades for this purpose.
Fig. 3 shows another example with a conical widened shell in the region of the second stage.
1 and 2, the turbine axis is denoted by 1, the blades of the first stage, which is designed as a high pressure stage, with 2 and the blades of the second stage, the low pressure stage, with 3. As he can see, the inside diameter of the show Feln 2 of the high pressure stage significantly larger than the inner diameter of the blades 3 of the low pressure stage, while the outer diameter of the blades 2 of the high pressure stage is only slightly larger than the outer diameter of the blades of the second stage.
The hub diameter / outer diameter ratio of the blading is at least 0.5 or more in the high pressure stage and at least 10% greater than the corresponding ratio in the low pressure stage. The impeller casing lies in area 4 of the high pressure stage on a spherical surface. The outer circumference of the blades 2 of the high pressure stage also lies on a spherical surface. In the area 5 of the low pressure stage, however, the casing is essentially cylindrical.
The distance 6 between tween the two stages is chosen to be just as large as is necessary with a view to a continuous transition from the hub area of the first stage to the hub area of the second stage. As can be seen from Fig. 2, the blades 2 of the first stage are offset in the circumferential direction relative to the blades 3 of the second stage by the load 7 in the circumferential direction. The profile length 8 of the blades 2 is greater than the profile length 9 of the blades 3.
3 shows an axial section through the right half of a further embodiment. The blades 2 of the high pressure stage, which are rotatable about the axes 12, are only slightly rounded at the corners 13 and 14 and are also brought up to the casing 15 lying on a spherical surface. The rotatable about the axes 16 blades 17 of the second stage, however, have strongly rounded corners 18 and 19 and be significantly shorter than it would correspond to the radial dimension of the flow channel. The rounding radii on the blades 17 are twice as large as those on the blades 2. The gap 10 increases from top to bottom, which is still supported by the conical design of the casing in the area 11 of the second stage.
In both examples, the first stage is designed as a high-pressure stage in that it has to process about 2/3 to 3/4 of the entire gradient, while the rest of the gradient is processed by the second stage, the low-pressure stage. The ratio of the hub diameter to the outer diameter of the blades is also at least 0.5 or more in the second example of a high-pressure impeller.
The high pressure stage is so loaded that it works almost cavitation-free over the entire control range, while the second stage with the residual gradient processed by it produces the counterpressure required for the first stage without a suction pipe with a particularly high suction head having to be implemented .
The flow cross-section of the second stage is selected to be larger than the flow cross-section of the first stage. This is achieved in that the second stage has a significantly smaller internal diameter compared to the first with the same or only slightly smaller external diameter of the blades.
The hub ratio of the high pressure stage is also at least 10 /, greater than the hub ratio of the low pressure stage in the second example. The entire two-stage turbine is therefore not a purely axial flow turbine, but a cone turbine.
For the two-stage Kaplan turbines, the gap losses are also particularly high, corresponding to the high pressure. To remedy this disadvantage, the blades of the first highly loaded stage, as known per se in Kaplan turbines, are formed on their outer circumference and the casing of the impeller in the area of the first stage after a spherical surface, so that the blades of the first stage of the Form a constant small gap in all blade positions from the leading edge to the trailing edge.
In principle, the blades of the second stage and, accordingly, their sheathing could also be designed spherically on the outside. However, it is advisable to choose the design in such a way that a considerable gap remains between the outer edge of the blades and the casing in the area of the second stage. The radial width of the gap can be up to about 20 / o of the total width of the annular flow channel. For greater heights of fall, the gap of the second stage is made smaller, but the gap width should also be of a different order of magnitude than the gap width of the first stage.
The enlargement of the impeller gap in the area of the blades of the second stage can be achieved by making the casing cylindrical or slightly conical and the blades with strongly rounded ends in the area of this stage. Due to the strong rounding of the corners and the conical extension of the casing in the area of the second stage with shortened blades, particular advantages are achieved.
The blades of the second stage are designed in such a way that their radial length gradually decreases from a greater value in the inlet area to a smaller value in the outlet area, such that the outer edges of the blades, apart from the rounded corners, are conical from top to bottom converge.