Verfahren zum Betriebe Feuergase durch Verpuffungen herstellender Treibgaserzeuger und Treibgaserzeuger zur Durchführung des Verfahrens Verfahren zum Betriebe Feuergase durch Verpuffungen herstellender Treibgaserzeu ger, bei denen dem Treibgaserzeuger zugeord neten Verpuffungskammern eine Teilmenge der je Kammer und Verpuffung erzeugten Fenergasgesamtmenge entnommen und auf Düsen und Beschaufelungen zur Wirkung ge bracht wird, wobei im Anschluss an die Dehnung der Feuergasteilmenge der Feuer gasrest durch Ladeluft verdrängt wird, sind bereits bekannt.
Man beschränkte sich bei den praktischen Ausführungen darauf, einen Un terschied nur zwischen diesem Feuergasrest und einer einzigen Feuergasmenge zu machen, die im Entlassungszeitpunkt aus der Kammer den Verpuffungshöchstdruck aufweist, so dass diese Hauptmenge der Feuergase über ein einziges Düsenventil zu entlassen und dem gemäss auch nur ein zweites Auslassventil für den Feuergasrest vorzusehen ist. Diese Haupt menge wurde dann allerdings meistens zwei stufig, durchweg in zweikränzigen Curtis- rädern mit Druckausgleich zwischen den Stu fen, verarbeitet, während man den Feuergas rest der zweiten Turbinenstufe über beson dere Düsen zur Verarbeitung zuführte.
Nach neueren Vorschlägen geht man nun einen erheblichen Schritt weiter, indem man auch die oben genannte Feuergashauptmenge in Teilmengen entlässt, so dass also Feuergas teilmengen zur Entlassung kommen, die sämt- lieh in den Entlassungszeitpunkten Spannun gen oberhalb des Ladeluftdruckes besitzen, unter dem die Restfeuergase im Entlassungs zeitpunkt aus der Kammer stehen. Man ver wirklicht dadurch die Möglichkeit, niedriger gespannte Feuergasteilmengen hinter einer Stufe zur Expansion zu bringen, welche Stufe ihrerseits gleichzeitig durch Feuergasteihmen gen höherer, im Entlassungszeitpunkt auftre tender Anfangsspannung beaufschlagt wird. Da es sich in beiden Fällen um Expansionen handelt, besitzen die so bewirkten Spannungs abfälle vor und hinter einer Stufe ähnliche Charakteristik.
Da es weiter mit dem Mittel der Versetzung der Arbeitsspiele zugeordne ter Verpuffungskammern möglich ist, diese Beaufschlagungs- und Gegendruckverläufe zu synchronisieren, hat man mit dieser Mass nahme ein äusserst einfaches Mittel gefunden, um die Gefälleschwankungen in den Stufen gegenüber dem bisherigen Stand bedeutend zu verringern.
Das ist von Einfluss auf die Ausbildung und .die Wirkungsgrade der Be- schaufehing. Früher war man gezwungen, in folge der stark wechselnden Gefälle infolge nur einseitigen Auftretens des Spannungs abfalles der Beaufschlagungsdrücke bei an nähernd konstantem Gegendruckverlauf, Cur- tisräder mit unzureichendem Wirkungsgrad anzuwenden; infolge der Endlichkeit der Druckausgleichsräume bei praktischen Aus- Führungen, stieg in Wirklichkeit der Gegen druck noch etwas an.
Ausserdem musste man diese Curtisräder zweikränzig ausbilden, so dass feststehende Umkehrschaufeln erforder lich wurden, die infolge des Fortfalles der Beaufschlagungspause, die jede umlaufende Schaufel erfährt, betriebliche Schwierigkeiten machen. Infolge Unterfluranordnung der Ver puffungskammern und dadurch bedingter An ordnung der die Feuergashauptmenge ver arbeitenden Düsen im Turbinengehäuseunter teil, musste man die von den Restfeuergasen beschickten Düsen im Turbinenoberteil mit unerwünschten Störrungen des Turbinenauf baues anordnen. Durch die erwähnte, einfache Massnahme ist es gelungen, die genannten Schwierigkeiten zu beseitigen.
Denn die Ein zelgefälle können nunmehr so bemessen wer den, dass sie in einkränzigen Rädern ver arbeitbar werden, deren Umfangsgeschwin digkeiten mehr als 250 m/sek, vorzugsweise etwa 300 m/sek, betragen, so dass Rad wirkungsgrade zwischen 75 und 85 % zu ver wirklichen sind. Die Beschaufelungen dieser Räder sind dabei bis auf die beaufschlagen den Düsenquerschnitte, wenn man von der Fortleitung der Feuergase absieht, völlig ab- sehirmbar, so dass der Ventilationswider stand entsprechend gering ausfällt, der sonst bei verhältnismässig kleinen Gefällen und hohen Radkammerdrücken gross werden könnte. Bei einkränzigen Rädern fallen Umkehrschaufeln mit ihrer schwierigen Kühlung völlig fort.
Vorliegende Erfindung beruht auf der Erkenntnis, dass es nötig und möglich ist, die so erreichten Vorteile auch bei den weiteren Bauteilen auf ein Optimum zu treiben, die an der Feuergasführung beteiligt sind. Als diese Bauteile kommen vor allem die Düsen in Betracht. In folgerichtiger Weiterführung der genannten Erkenntnisse kommt man zu der Aufgabe, die Voraussetzungen dafür zu schaffen, dass Lavaldüsen anwendbar werden.
In Lavaldüsen können nämlich die Feuergas strömungsverhältnisse im Zuströmraum vor dem engsten Düsenquerschnitt bei gleichem Düsenwirkungsgrad turbulenter sein als bei einfachen, nicht erweiterten Düsen, wenn das Druckverhältnis zwischen Einlass- und Gegen druck hinter der Düse grösser ist als das kri tische Druckverhältnis.
Da dieser Umstand gerade bei Verpuffungsbrennkraftturbinen von ausschlaggebender Bedeutung ist, um höchste Düsenwirkungsgrade zu erzielen, ist die Erkenntnis von ausschlaggebender Bedeu tung, dass es gelingt, durch eine bestimmte Festlegung der Drücke, unter denen die Feuergasteilmengen in den Entnahmezeit punkten aus der Kammer stehen, diese Laval- düsen zur Anwendung bringen zu können.
Die Lösung der technischen Aufgabe gibt das Verfahren nach der Erfindung zum Be triebe Feuergase durch Verpuffungen herstel lender Treibgaserzeuger, bei welchem dem Treibgaserzeuger zugeordneten Verpuffungs kammern Feuergase über mehrere je Verpuf- fuingskammer angeordnete Düsenventile ent nommen und unter Expansion in Lavaldüsen auf diesen nachgeordnete Beschaufelungen zur Wirkung gebracht werden, während der Feuergasrest aus den Verpüffungskainmern über Auslassventile mittels Ladeluft verdrängt wird,
indem erfindungsgemäss die Anzahl der Teilmengen, mit der die je Kammer und Ver puffung erzeugte Feuergasgesamtmenge mit Drücken oberhalb des Ladedruckes entnom men wird, n beträgt, und dass der Anfangs druck (pZJ, mit dem jede Teilgasmenge ent nommen wird, annähernd gleich ist dem Pro dukt aus der Spannung der Ladeluft (po) und der
EMI0002.0031
Potenz des Quotienten aus dem Expansionsanfangsdruck (p1)
der höchstgespannten Teilgasmenge und dem Ladeluftdruck (po), wobei a der zeitlichen Ordnungsziffer der jeweils betrachteten Teil expansion entspricht.
Bei einer derartigen Bestimmung der Ent nahmedrücke, die sich als Gegendrücke zu den Beaufschlagungsdrücken der vorgeordneten Stufe auswirken, werden diese Gegendrücke kleiner als der kritische Druck, womit die Voraussetzung zur Anwendung von Laval- düsen mit den dargelegten Vorteilen verwirk licht ist. Gegenstand der Erfindung ist ferner ein Treibgaserzeuger zur Durchführung des Ver fahrens nach der Erfindung.
Die Zeichnung veranschaulicht die sich bei Durchführung des erfindungsgemäss vor geschlagenen Verfahrens ergebenden Verhält nisse am Beispiel eines Öltreibgaserzeugers mit zweifacher Teilexpansion, also mit einem Wert von n gleich 2, wobei nur die Dehnun gen als Teilexpansionen gezählt werden, deren Anfangsspannungen oberhalb des Ladeluft druckes liegen. Im einzelnen gibt Fig. 1 den schematisch gehaltenen Längs schnitt durch einen Treibgaserzeuger mit zweifacher Expansionsunterteilung und zwei Turbinenstufen wieder, während Fig. 2 in derselben Schnittdarstellung einen Treibgaserzeuger mit zwei Expansions- unterteihungen und drei Turbinenstufen ver anschaulicht.
Fig. 3 gibt das zu dem Ausführungsbei spiel nach Fig. 1 zugehörige Q - V - Dia gramm wieder.
In dem Ausführungsbeispiel der Fig. 1 be zeichnet 1 eine der Verpuffungskammern, deren Feuergase über Düsen Beschaufelun- gen zugeleitet werden. Die Verpuffungskam mer 1 ist in üblicher Weise mit einem Luft einlassorgan 2 und mit einem in dieses ein gebauten Brennstoffeinspritzventil 3 ver sehen. Die Ladeluftzuführungsleitung ist mit 4 bezeichnet, während Brennstoffpumpe und Brennstoffzuführangsleitungen als an sich bekannt und in üblicher Weise ausgeführt nicht gezeichnet sind. Jede Verpuffungs- kammer ist mit zwei Düsenventilen 5 und 6 sowie mit einem Auslassventil 7 für den Feuergasrest ausgebildet.
Die über Düsen ventil 5 entlassene Feuergasteilmenge wird über Düsenvorraum 8 den Düsen 9 zugeführt, die der einkränzigen Beschaufelung 10 des Rades 11 der ersten Turbinenstufe vorgeord net sind. Auffangdüsen 12 fangen die in der ersten Turbinenstufe 9, 10, 11 teilweise abge arbeiteten Feuergase auf und führen sie einer Auffüllkammer 13 zu, die zwischen den Turbinenstufen angeordnet ist. In die Auf füllkammer 13 münden Leitungsteile 14 ein, die sich an das Düsenventil 6 anschliessen. Die Auffüllkammer geht bei 15 in weitere Düsen über, die der einkränzigen Beschaufe- lung 16 des Rades 17 der zweiten Turbinen stufe vorgeordnet sind.
Fangdüsen 18 nehmen die Feuergase auf, die die zweite Turbinen stufe 15, 16, 17 durchströmt haben, und führen sie über das Leitungsstück 19 der Treibgasentnahmeleitung 20 zu. Im Anschluss querschnitt der Treibgasentnahmeleitung 20 an das Turbinengehäuse 21 mündet auch ein weiterer Leitungsteil 22 aus, der den Feuer gasrest aufnimmt, der über das Auslassventil 7 entlassen wird.
Die Feuergasbildung selbst kommt da durch zustande, dass Ladeluftventil 2 und Auslassventil 7 gleichzeitig eröffnet werden. Die einströmende Ladeluft schiebt infolge des relativ schlanken Diffusors 23 die Restfeuer gase, die von der vorhergehenden Verpuffung her noch die Kammer 1 erfüllen, über das ge öffnete Auslassventil 7 aus, ohne sich bedeu tend mit den Feuergasen zu vermischen. Kurz vor Beendigung dieses Restfeuergasverdrän- gungs- und Ladeabschnittes eines Arbeits spiels führt der zugeordnete Kolben der Brennstoffpumpe seinen Förderhub aus und spritzt über das Ventil 3 in die noch in Be wegung befindliche Luft die erforderliche Brennstoffmenge ein.
Dadurch bildet sich eine zündfähige Ladung in dem Zeitpunkt, in dem sich die Ventile 2 und 7 schliessen. Eine nicht gezeichnete Zündvorrichtung bewirkt die: Zündung des Gemisches, so da.ss bei völlig geschlossenen Ventilen die Verpuffung vor sich geht. Im Zeitpunkt der Ausbildung des höchsten Verpuffungsdruckes öffnet sich Dü- senventil 5 und entlässt eine Feuergasmenge, deren Anfangsdruck gleich dem Verpuffungs- h.öchstdruck ist.
Gleichzeitig eröffnet sich das . Düsenventil 6 einer andern, nichtgezeichne ten Verpuffungskammer und entlässt eine niedrigergespannte Feuergasteilmenge in die Auffüllkammer 13, da ihr Arbeitsspiel gegen über dem der betrachteten Kammer 1 eine solche Voreilung besitzt, da.ss sie bereits die Feuergasteilnenge mit einem dem Verpuf- fungshöchstdruck entsprechenden Druck tut- lassen,
das heisst ihr Düsenventil 5 geschlos sen und ihr Düsenventil 6 eröffnet hat, wenn sieh das Düsenventil 5 der betrachteten Kam mer 1 gerade öffnet. Vor den Düsen 9 und der Beschaufelung 10 der ersten Turbinen stufe treten also die Beaufschlagungsdrücke der ersten Teilexpansion auf, der eine Teil menge der in der Kammer 1 erzeugten Feuer gasgesamtmenge in der genannten Stufe un terworfen wird.
Hinter der gleichen Stufe, in Feuergas richtung gesehen, treten Gegendrücke auf, die in der Auffüllkammer 13 dadurch erzeugt werden, dass diese von zwei Seiten aus Feuer gase erhält; sie erhält zunächst aus der er wähnten andern Verpuffungskammer unmit telbar entlassene Feuergase über die Zufüh rungsleitung 14; sie erhält weiter Feuergase über die Auffangdüsen 12 aus der ersten Turbinenstufe. Unter dem Einfluss dieser bei den Feuergaszuströmungen füllt sich die Auf füllkammer 13, begünstigt durch ihr kleines Volumen, momentan und rapide auf, so dass die erwähnte Gegendruckbildumg zustande kommt. Diese Gegendruckbildumg hat aber den Charakter einer Teilexpansion, da die Auffüllkammer 13 über die Düsen 15 in offener Verbindung mit der zweiten Turbi nenstufe 15, 16, 17 steht.
Da die erwähnte Ar- beitsspielversetzumg zum Synchronismus zwi schen beiden Teilexpansionen führt, verlaufen die die Expansions- und Gegendruckverläufe kennzeichn enden Linien in einem Q - V Diagramm bis auf die Auffüllphase an nähernd äquidistant, wie der Fig. 3 entnom men werden kann. Dadurch ergeben sich viel kleinere Gefälleschwankungen in der ersten Turbinenstufe und damit höhere Radwir kungsgrade als bisher.
Was für die erste Turbinenstufe ausge führt worden ist, gilt sinngemäss für die zweite Turbinenstufe 15, 16, 17. Denn vor dieser Turbinenstufe liegen, wieder in Strö mungsrichtung der Feuergase gesehen, die Düsen 15, die von der Auffüllkammer 13 aus mit Feuergasen versorgt werden. Diese Feuer gase erzeugen einen Druck, dessen Auswir kumgen als Gegendruck in bezug auf die vor- geordnete erste Turbinenstufe 9, 10, 11 gerade betrachtet worden sind; die gleichen Drücke werden nun in bezug auf die im Treibgas strom nachgeordnete zweite Turbinenstufe 15, 16, 17 zu Beaufschlagungsdrücken, so dass diese Beaufschlagungsdrücke wieder den Cha rakter einer Teilexpansion haben. Während diese Teilexpansion vor sich geht, hat eine dritte, bisher nicht betrachtete und nicht ge zeichnete Kammer ihr Auslassventil 7 eröffnet.
Über dieses Auslassventil 7 werden aus dieser sich gerade im Ladevorgang befindenden Kammer Restfeuergase durch die gleichzeitig eintretende Ladeluft verdrängt. Diese Rest feuergase erreichen den Mündungsquerschnitt der Treibgasentnahmeleitung und erzeugen dort infolge zeitlich verschiedener Zufluss- und Abflussverhältnisse einen zeitlich verän derlichen Gegendruck, der in der Auffüll- periode steigt und dann einen fallenden Cha rakter besitzt.
Dieser Gegendruck wirkt sich über das Leitungsstück 19 auf die vorgeord nete Beschaufelung 16 aus, so dass also Be- alüschlagLmgsdrücke der Düse 15 und Gegen drücke der Radkammer des Rades 17 wieder einen gleichartigen Charakter einer Teil expansion besitzen.
Durch die noch stärkere Voreilung des Arbeitsspiels der dritten Kam mer, die den Ladeabschnitt ihres Arbeitsspiels durchführt, während die Kammer 1 die höchstgespannte Feuergasteilmenge, die zweite Kammer eine bereits niedrigergespannte Teil menge entlässt, tritt der Synchronismus auch des durch die Restfeuergase hervorgerufenen Gegendruckverlaufes mit der Teilexpansion a a uf,
die der zweiten Turbinenstufe zugeord- net ist. Demgemäss treten auch in der zweiten Turbinenstufe bedeutend kleinere Gefälle schwankungen auf, so dass auch diese Turbi nenstufe mit günstigem Radwirküngsgra,d zu arbeiten vermag.
Insoweit entspricht das Ausführungsbei spiel bereits früheren Vorschlägen, während zur Kennzeichnung der Erfindung folgendes auszuführen ist Die Vervirklichung der Erfindung zeigt sich in dem Q - V - Diagramm der Verpuf- fungskammer 1 der Fig. 1, das in Fig. 3 massstäblich richtig wiedergegeben ist. In die sem Q - V -Diagramm, welches das übliche Q - S - Entropiediagramm, z.
B. nach Pflaum, mit den prozentual ausgeströmten Feuergas mengen, unter Berechnung der Feuergas gesamtmenge je Verpuffung und Kammer mit 100 %, als Abszissen vereinigt, wobei die Or dinaten dem Wärmeinhalt der Feuergase in kcal/nm3 (Enthalpie) entsprechen, erkennt man zunächst das angedeutete Druck- und Temperäturliniennetz, das nur für die vom Punkte A ausgehende Doppellinie gilt, wel che die adiabatischen Feuergasgefälle angibt.
Die Doppellinie gibt die während der Expan sion auftretenden Zustandsänderungen wie der, aber nur für die ideale Maschine, bei der während der Expansion keine Entrople- änderungen auftreten, das heisst bei der keine Wärmeübergänge an die feuergasberührten Wandungsflächen auftreten und keine Wärme entwicklung durch Reibung an Läufer und Schaufeln stattfindet. Bei der praktisch aus geführten Maschine ist das natürlich nicht der Fall.
Sorgfältige Untersuchungen über den Wärmeübergang an den Wandungen auf der Gasseite und Berechnungen der Ventila tionsverluste am Läufer und an den Schau feln haben jedoch ergeben, dass bei gut aus geführten Anlagen und bei Anwendung der üblichen Arbeitsprozesse annähernd Über einstimmung zwischen durch Reibung und Ventilation entwickelten und an das Kühlmit tel übergehenden Wärmemengen besteht. Es ist daher berechtigt, von adiabatischen Zu standsänderungen während der Expansionen auszugehen, und diese Änderungen erscheinen im Q - V - Diagramm als Vertikallinien.
Der Punkt A entspricht dem Anfangszu stand der über Düsenventil 5 entlassenen Feuergasteilmenge, also dem Verpuffungs höchstdruck, der im Beispiel 64 ata beträgt. Diese Teilmenge vom Anfangszustand A wird nunmehr in den Düsen 9 bzw. der Beschaufe- lung 10 der ersten Turbinenstufe einer Teil expansion 24 unterworfen, die bis zum Punkt B reicht. In diesem Punkt B schliesst sich das Düsenventil 5, und es öffnet sich das Düsen ventil 6. Die dadurch zur Entlassung kom- mende Feuergasteihmenge vom Anfangszu stand B erfährt eine Teilexpansion, deren Verlauf durch das Expansionslinienstück 25 gekennzeichnet ist. Im Punkt C schliesst sich das Düsenventil und es öffnet sich das Aus lassventil 7.
Die über das geöffnete Ventil gleichzeitig eintretende Ladeluft schiebt den Feuergasrest aus, so dass der Punkt E er reicht wird, in welchem sich Auslassventil 7 und Ladeluftventil 2 schliessen. Hierauf folgt der in einem Q - V -Diagramm nicht dar stellbare Arbeitsspielabschnitt der Zündung und Verpuffung, der zur Bildung einer Feuergasgesamtmenge vom Anfangszustand A führt. Dann wiederholt sich das geschil derte Arbeitsspiel.
Es ist also zu beachten, dass das Q - V Diagramm der Fig. 3 zeitlich abläuft, so dass synchron verlaufende Vorgänge in ihm nur durch gedachte Verschiebungen veränschau: licht werden können.
Bei Erläuterung dieses Diagrammes wurde bereits von einer bestimmten Lage des Punktes B ausgegangen. Geht man, wie dies folge richtig wäre, zunächst von dem der Erfin dung gestellten Problem aus, für kritische Druckverhältnisse zwischen Beaufschlagungs- und Gegendrücken zu sorgen, so liegt die Lage des Punktes B auf der durch die Punkte A und C bestimmten Expansionslinie noch nicht fest, sondern es besteht im Gegenteil die völlig offene Aufgabe, den Entnahmedruck der niedrigergespannten Feuergasteilmenge,
die über das Düsenventil 6 zur Entlassung kommt, so zu bestimmen, dass überkritische Druckverhältnisse in den Düsen auftreten und gleichwohl einkränzige Räder mit Um fangsgeschwindigkeiten über 250 m/sek an wendbar werden.
Zur Lösung des Problems, das Verhältnis der Beaufschlagungsdrücke zu den Gegen drücken grösser zu halten, als dem kritischen Druckverhältnis entspricht, so dass sämtliche Düsen, also sowohl die Düsen 9 als auch die Düsen 15, als Lavaldüsen auszuführen sind, ohne da.ss auf einkränzige Räder mit - Um fangsgeschwindigkeiten über 250 m/sek ver zichtet werden muss, wird, wenn die Anzahl der Teilmengen, mit der die je Kammer und Ver puffung erzeugte Feuergasgesamtmenge mit Drücken oberhalb des Ladedruckes entnommen wird, n beträgt, der Anfangsdruck pzw, mit dem jede Teilgasmenge entnommen wird,
an nähernd gleich dem Produkt aus der Span nung der Ladeluft po und der
EMI0006.0001
Potenz des Quotienten aus dem Expansions anfangsdruck p1 der höchstgespannten Teil gasmenge und dem Ladeluftdruck po gehal ten, wobei a der zeitlichen Ordnungsziffer der jeweils betrachteten Teilexpansion ent spricht.
Da n im Falle des Ausführungs beispiels dem Wert 2, a wegen der betrachte ten zweiten Teilexpansion ebenfalls dem Wert 2 entspricht, bedeutet das, dass die die Lage des Punktes B festlegende Entnahmespan nung pzw der durch Düsenventil 6 aus der Verpuffungskammer zu entlassenden Teil menge bestimmt ist durch den Ausdruck:
EMI0006.0005
Da im Falle des Ausführungsbeispiels p1 = 64 ata und po = 12 ata ist, ergibt sich
EMI0006.0007
Wie aus Fig. 3 zu entnehmen ist, ent spricht die Lage des Punktes B diesem Zwi schendruck. Der sich in der Auffüllkammer 13 auf Grund dieser Entnahmespannung ein stellende Gegendruckverlauf ist durch die strichpunktiert eingezeichnete Linie 26 dar gestellt.
Man erkennt zunächst, dass die Li nie 26 bis auf die an ihrem Beginn auftre tende kurze Auffüllphase einen gleichartigen Expansionsverlauf zur Linie 24 besitzt. In der ersten Turbinenstufe erfährt also die über das Düsenventil 5 entlassene Feuergas teilmenge vom Anfangszustand A kleinere Gefälleschwankungen als bisher, so dass die Beschaufelung 10 mit hohem Radwirkungs grad arbeitet, da bekanntlich Strahlgeschwin- digkeitsschwankungen bis zu maximal 30% nach oben und bis zu 15 % nach unten die Wirkungsgrade nicht bedeutend verschlech- tern;
innerhalb dieser Grenzen liegen die Ab weichungen der Drucklinien mit Ausnahme der Auffüllperiode von der Äquidistanz Jede Beschaufelung kann einkränzig ausgebil- det und mit Umfangsgeschwindigkeiten über 250 m/sek, vorzugsweise mit 300 m/sek, be trieben werden, da die durch die Lage der Ge- gendrucklinie 26 in bezug auf die Expan sionslinie 24 bestimmten Einzelgefälle dies ermöglichen.
Linie 27 stellt die Linie des kritischen Druckes in bezug auf die Expansionslinien 24, 25 dar. Die Gegendricklinie 26 liegt deutlich erkennbar unter dieser Linie 27 des kritischen Druckes, so dass in der ersten Tur binenstufe Lavaldüsen mit den dargestellten günstigen Eigenschaften zur Anwendung kom men können. Was für die erste Turbinenstufe ausgeführt worden ist, gilt aber auch für die zweite Turbinenstufe. Zu diesem Zweck ist die punktierte Linie des in der zweiten Radkammer auftretenden Gegendruckes wie dergegeben worden.
Diese Linie 28 verläuft annähernd äquidistant zur Linie 26, die nun mehr die Änderungen des Beaufschlagungs- druckes wiedergibt, die in bezug auf die zweite Turbinenstufe 15, 16, 17 auftreten.
Die zweite Turbinenstufe verarbeitet also praktisch gleichbleibende Gefälle:. Dhe Lageöder Linie 28 in bezug auf die Linie 26, mit andern Worten das Gefälle in der zweiten Turbinen stufe, was die Verarbeitung der Feuergasteil- menge betrifft, die über die Auffangdüsen 12 aus der ersten Turbinenstufe entlassen worden ist, ist dabei so festgelegt,
dass in der zweiten Turbinenstufe wieder einkränzige Räder mit den erwähnten Umfangsgeschwin digkeiten anwendbar werden.
Eingezeichnet ist aber auch die Linie 29 des kritischen Druckes in bezug auf den Be- aufschlagungsdruck, gegeben durch Linie 26. Man erkennt, dass die Linie 28 auf dem grössten Teil ihres Verlaufes unterhalb der Linie 29 liegt. Eine derartige schwache Un terschreitung des kritischen Druckes ändert nicht den bekannten Vorteil der Lavaldüse, den Feuergasstra-hl in der gewünschten Rich tung ohne Ablenkung und entsprechende Wirkungsgradeinbusse zu führen.
Gefährlich wird die Lavaldüse nur bei starker Erweite rung bzw. bei zu gross gewähltem Erweite rungswinkel; erst dann löst sich der Strahl von der Führungswand und expandiert im Spalt weiter in unbeeinflussbarer Richtung.
Das Diagramm der Fig. 3 lässt schliesslich erkennen, dass auch der durch die punktierte Linie 35 gekennzeichnete Gegendruckverlauf in bezug auf die Feuergasteilmenge, die in die Auffüllkammer 13 über das Düsenventil 6 entlassen wird, die also den Anfangszustand B besass und entsprechend dem Expansions linienabschnitt 25 gedehnt wird, im wesent lichen unterhalb der Linie 27 des kritischen Druckes in bezug auf die Beaufschlagungs- drüeke B bis C liegt.
Gleichgültig daher, ob für die über Leitungsstück 14 zugeführte Feuergasteilmenge besondere Düsen vorge sehen sind oder ob diese Feuergasteilmenge zusammen mit der über Auffangdüse 12 zu strömenden Feuergasteilmenge vom ursprüng lichen Anfangszustand A in einer gemein samen Düse 15 entspannt wird, können in beiden Fällen Lavaldüsen vorgesehen werden.
Abschliessend sei erwähnt, dass Fläche Ia das disponible Arbeitsvermögen der Feuer gasteilmenge vom Anfangszustand A in der ersten Turbinenstufe, die Fläche Ib das Ar beitsvermögen der gleichen Feuergasteilmenge in der zweiten Turbinensode darstellt. Die Fläche II stellt das disponible Arbeitsvermö gen der über das Düsenventil 6 entlassenen Feuergasteilmenge vom Anfangszustand B in der zweiten Turbinenstufe dar, während die Fläche III schliesslich ein Mass für das Ar beitsvermögen der Feuergase ist, die in den Mündungsquerschnitt der Treibgasentnahme leitung 20 eintreten.
Was für n = 2, also für zweifache Expan sionsunterteilung ausgeführt worden ist, gilt sinngemäss auch für höhere, ganzzahlige Werte von n. Wäre n beispielsweise = 3, so müsste erfindungsgemäss der Entnahmedruck pzw2,3 der niedrigstgespannten Feuergasteil menge sein:
EMI0007.0006
da a = 3 ist.
Im Falle des Ausführungsbei spiels ergibt das
EMI0007.0007
Die nächsthöhergespannte Feuergasteil menge vom Druck pzw1,2 hat die Ordnungs ziffer a = 2, so dass:
EMI0007.0008
zu sein hat, das heisst, es wird im Falle des Ausführungsbeispiels
EMI0007.0010
Das Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 ent spricht demjenigen nach Fig. 1 mit dem Un terschied, dass im Wege des über Auslassventil 7 entlassenen Feuergasrestes Düsen 30 liegen, über die die Beschaufelung 31 des Rades 32 beaufschlagt wird. Die Düsen 30 erhalten je doch nicht nur den über Auslassventil 7 ent lassenen Feuergasrest, sondern auch Feuer gase, die in der vorhergehenden Turbinen stufe 15, 16, 17 Arbeit geleistet haben.
Diese Feuergase strömen zunächst einer Auffüll kammer 36 zu, die mit den Düsen 30 über Krümmer 37 in Verbindung steht. Auf diese Weise kommt der im Ausströmgehäuseteil 32 der dritten Turbinenstufe 30, 31, 32 gebildete Gegendruckverlauf, gekennzeichnet durch Li nienzug 35 in Fig. 3, in bezug auf die Teil expansion 25 in der zweiten Turbinenstufe 15, 16, 17 zur Auswirkung. Bei erfindungsgemäss ausgebildeten Treib gaserzeugern gelingt es, je Kubikmeter Ver- puffungsraum etwa, 108 Kalorien stündlich umzusetzen.
Naturgemäss muss zum Zwecke der Umsetzung von etwa hundert Nli.llionen Wärmeeinheiten je Stunde und m3 Verpuf- fungsraum der Treibgaserzeuger mit einer verhältnismässig grossen Anzahl von Arbeits spielen je Zeiteinheit betrieben werden, das heisst, die Drehzahl der Steuerwelle muss ent sprechend gross sein; darüber hinaus-muss mit einem hohen Ladedruck po und mit einer ver- hältnismässig hohen Wärmetönung der La dung gearbeitet werden.
Um diese Bedingun gen mit einer ausreichenden Lebensdauer der den hohen Temperaturen und Wärmeübergän gen ausgesetzten Bauteile zu vereinigen, ist es zweckmässig, die höchste, in d en Verpuffungs kammern auftretende Temperatur t1 nicht über eine obere Grenztemperatur von 1950 C hinaus zu steigern, womit die üblichen Kühl mittel für diese Bauteile zur Anwendung kom men können, während diese selbst dadurch Be anspruchungen unterworfen bleiben, bei de nen sie aus Werkstoffen mit normalen Eigen schaften hergestellt werden können, während die Ausbildung der Bauteile keinen wesent lichen Änderungen zu unterziehen ist. Ander seits soll ein unterer Grenzwert der Tempera tur t1 von 1400 C nach Möglichkeit nicht un terschritten werden.
Dem sich damit ergeben den Temperaturintervall von 1950 bis 1400 C herunter entspricht eine Drucksteigerung po : p1 von 1 : 4 bis 5,5. Es wird also das explosible Gemisch zwischen dem jeweils in Betracht kommenden Brennstoff und der Luft so eingestellt, dass in den Verpuffungs kammern ein Verhältnis zwischen dem Lade druck po und dem Explosionsdruck p1 von mindestens 1 :4 und höchstens 1 : 5,5 auftritt.
Neben dieser vorteilhaften Drucksteige rung wendet man eine weitere, zweckmässige Massnahme an, nämlich die Art der Ladung, die sich durch gleichzeitige Öffnung des Lade lufteinlassventils 2 und des Auslassventils 7 für die Restfeuergase aus den Verpuffungs kammern kennzeichnet. Die Spülung der Ver puffungskammern vollzieht sich dann also so, dass die etwa unter der Spannung des Feuer gasrestes bzw.
nur wenig darüber stehende Ladeluft diese Restfeuergase verdrängt, sehr im Gegensatz zu dem bekannten Nachlade verfahren, bei dem nach Schluss der beiden obenerwähnten Ventile nochmals unter höhe rem Druck stehende Nachladeluft in die Ver puffungskammern eingefühlt wird, so dass sich durch Fortfall dieser Nachladung die Möglichkeit ergibt, das vollständige Arbeits spiel durch Fortfall der zur Nachladung be nötigten Zeitspanne zu verkürzen, also die grösstmögliche Zahl von Arbeitsspielen in der Zeiteinheit abzuwickeln.
Naturgemäss sind die obengenannten hohen Radwirkungsgrade von entscheidender Wich tigkeit in bezug auf die Vereinfachung des Gesamtaufbaues der Anlage. Der erreichbare Gesamtwirkungsgrad ermöglicht es insbeson dere, ausserhalb der Verpuffungskammern, der Düsen und Beschaufelungen, das heisst also ausserhalb des Treibgaserzeugers, jede Ab wärmeverwertung, abgesehen naturgemäss von unvermeidlichen Wärmeverlusten durch Lei tung und Strahlung, zu vermeiden. Das be deutet den Fortfall aller Zwischen- und Nachkühler, weiter den Fortfall aller Abgas verwerter, die man bisher benötigte, um den thermischen Gesamtwirkungsgrad der Anlage erträglich zu halten.
Es ist bekannt, dass alle Wärmetauscher sperrig und schwer sind, so dass ihr Fortfall die Gewicht- und Raum beanspruchung einer Anlage wesentlich ver kleinert: Es besteht nunmehr die Möglichkeit, die für die Bauteile des Treibgaserzeugers un erlässliche Kühlung .dadurch zu vereinfachen, dass das Kühlmittel mit der aufgenommenen Kühlwärme entlassen wird, so dass die Rück- gewinnung,der Kühlwärme in Fortfall kommt;
sinngemäss das gleiche gilt für Rückkühlmit- tel, wenn auf die Rückkühlung des Kühlmit tels mid .Wiederverwendung des Kühlmittels nach der Rückkühlung, etwa in wasserarmen Gegenden, nicht verzichtet werden kann.
Auch die Ausströmgase werden daher mit ihrer fühlbaren Wärme abgeführt und ver wertet, ohne dass es .der Zwischenschaltung der bisher zur Verwirklichung wirtschaftli cher Wirkungsgrade, benötigten Abgasverwer ter bedarf.
Procedure for operating fire gases through deflagration producing propellant gas generators and propellant gas generators for the implementation of the procedure Procedure for operating fire gases through deflagration producing propellant gas generators, in which the propellant gas generator assigned deflagration chambers a subset of the total amount of fener gas generated per chamber and deflagration is taken and applied to nozzles and blading is already known, with the residual fire gas being displaced by charge air following the expansion of the partial amount of fire gas.
In the practical explanations, it was limited to making a difference only between this residual fire gas and a single amount of fire gas, which at the time of release from the chamber has the maximum deflagration pressure, so that this main amount of fire gases can be released through a single nozzle valve and accordingly only a second outlet valve is to be provided for the residual flue gas. This main amount was then mostly processed in two stages, consistently in double-ring Curtis wheels with pressure equalization between the stages, while the remaining flue gas was fed to the second turbine stage via special nozzles for processing.
According to more recent proposals, one now goes a considerable step further by also releasing the above-mentioned main amount of fire gas in partial amounts, so that partial amounts of fire gas are released which all have voltages above the charge air pressure under which the residual fire gases in the release times The time of discharge from the chamber. Thereby ver realizes the possibility of bringing lower tension partial amounts of fuel gas downstream of a stage to expansion, which stage in turn is acted upon at the same time by higher initial tension occurring at the time of discharge by Feuergasteihmen. Since both cases involve expansions, the resulting voltage drops before and after a stage have similar characteristics.
Since it is also possible with the means of relocating the deflagration chambers assigned to the work cycles to synchronize these admission and counterpressure profiles, this measure has been found to be an extremely simple means of significantly reducing the gradient fluctuations in the steps compared to the previous state.
This has an influence on the training and the efficiency of the show. In the past, one was forced to use Cur- tis wheels with inadequate efficiency due to the strongly changing gradient due to the unilateral occurrence of the voltage drop in the application pressures with an almost constant counter pressure curve; due to the finite nature of the pressure equalization spaces in practical designs, the back pressure actually increased somewhat.
In addition, these Curtis wheels had to be designed with two rings, so that fixed reversing blades were required, which cause operational difficulties due to the omission of the pause in action that every rotating blade experiences. As a result of the underfloor arrangement of the puffing chambers and the resulting arrangement of the nozzles processing the main amount of fire gas in the lower part of the turbine housing, the nozzles charged by the residual fire gases had to be arranged in the upper part of the turbine with undesirable disturbances in the turbine structure. The aforementioned simple measure made it possible to eliminate the aforementioned difficulties.
This is because the individual gradients can now be dimensioned so that they can be processed in single-wreath wheels whose peripheral speeds are more than 250 m / sec, preferably around 300 m / sec, so that wheel efficiencies between 75 and 85% can be achieved are real. The blading of these wheels can be completely shielded, except for the nozzle cross-sections, if one disregards the forwarding of the flue gases, so that the ventilation resistance is correspondingly low, which could otherwise be large with relatively small gradients and high wheel chamber pressures. In the case of single-ring wheels, reversing blades with their difficult cooling are completely eliminated.
The present invention is based on the knowledge that it is necessary and possible to drive the advantages thus achieved to an optimum also in the case of the other components that are involved in guiding the flue gas. The nozzles in particular come into consideration as these components. In a logical continuation of the above-mentioned findings, one comes to the task of creating the conditions for Laval nozzles to be used.
In Laval nozzles, the flow conditions of the flue gas in the inflow space in front of the narrowest nozzle cross-section can be more turbulent than with simple, non-enlarged nozzles, if the pressure ratio between inlet and counter pressure behind the nozzle is greater than the critical pressure ratio.
Since this circumstance is of crucial importance in the case of deflagration combustion turbines in order to achieve the highest nozzle efficiency, it is of decisive importance that it is possible to achieve this by defining the pressures under which the partial amounts of fuel gas are at the times of withdrawal from the chamber To be able to use Laval nozzles.
The solution to the technical problem is the method according to the invention for operating fire gases through deflagrations herstel lender propellant gas generators, in which the propellant gas generator associated deflagration chambers, combustion gases via several nozzle valves arranged per deflagration chamber and with expansion in Laval nozzles on these downstream blading to take effect while the residual flue gas is displaced from the deflagration chambers via exhaust valves using charge air,
in that, according to the invention, the number of partial quantities with which the total amount of fuel gas generated per chamber and deflagration is withdrawn at pressures above the boost pressure is n, and that the initial pressure (pZJ, with which each partial gas amount is withdrawn, is approximately the same as the Pro duct from the voltage of the charge air (po) and the
EMI0002.0031
Power of the quotient from the initial expansion pressure (p1)
the highest tensioned partial gas volume and the charge air pressure (po), where a corresponds to the chronological order number of the respective partial expansion under consideration.
With such a determination of the withdrawal pressures, which act as counterpressures to the admission pressures of the upstream stage, these counterpressures become smaller than the critical pressure, so that the prerequisite for the use of Laval nozzles with the advantages outlined is realized. The invention also relates to a propellant gas generator for performing the method according to the invention.
The drawing illustrates the resulting ratios when carrying out the proposed method according to the invention using the example of an oil propellant gas generator with double partial expansion, i.e. with a value of n equal to 2, with only those expansions being counted as partial expansions whose initial stresses are above the charge air pressure. In detail, Fig. 1 shows the schematically held longitudinal section through a propellant gas generator with two expansion subdivisions and two turbine stages, while Fig. 2 ver illustrates a propellant gas generator with two expansion subdivisions and three turbine stages in the same sectional view.
FIG. 3 shows the Q - V diagram associated with the exemplary embodiment according to FIG. 1.
In the exemplary embodiment of FIG. 1, 1 denotes one of the deflagration chambers, the fire gases of which are supplied to blading via nozzles. The Verpuffungskam mer 1 is seen in the usual manner with an air inlet member 2 and with a built-in fuel injector 3 ver. The charge air supply line is denoted by 4, while the fuel pump and fuel supply lines are known per se and are not drawn in the usual way. Each deflagration chamber is designed with two nozzle valves 5 and 6 and with an outlet valve 7 for the residual fire gas.
The partial amount of fuel gas released through the nozzle valve 5 is fed to the nozzles 9 via the nozzle vestibule 8, which are vorgeord net of the single-ring blading 10 of the wheel 11 of the first turbine stage. Catching nozzles 12 catch the fire gases partially worked abge in the first turbine stage 9, 10, 11 and feed them to a filling chamber 13 which is arranged between the turbine stages. Line parts 14 which connect to the nozzle valve 6 open into the filling chamber 13. At 15, the filling chamber merges into further nozzles, which are arranged upstream of the single-ring blading 16 of the wheel 17 of the second turbine stage.
Catching nozzles 18 absorb the fire gases that have flowed through the second turbine stage 15, 16, 17 and feed them to the propellant gas extraction line 20 via the line section 19. Following the cross-section of the propellant gas extraction line 20 to the turbine housing 21, another line part 22 also opens out, which takes up the residual fire gas which is released via the outlet valve 7.
The formation of the fire gas itself comes about because the charge air valve 2 and the outlet valve 7 are opened at the same time. The incoming charge air pushes as a result of the relatively slim diffuser 23, the residual fire gases that still meet the chamber 1 from the previous deflagration ago, through the opened exhaust valve 7, without significant tend to mix with the fire gases. Shortly before the end of this residual fire gas displacement and loading section of a work game, the assigned piston of the fuel pump executes its delivery stroke and injects the required amount of fuel via valve 3 into the air that is still moving.
As a result, an ignitable charge is formed at the point in time when valves 2 and 7 close. An ignition device (not shown) causes: Ignition of the mixture, so that the deflagration takes place when the valves are completely closed. At the point in time when the highest deflagration pressure is formed, the nozzle valve 5 opens and releases an amount of fire gas whose initial pressure is equal to the maximum deflagration pressure.
At the same time it opens up. Nozzle valve 6 of another, not shown, deflagration chamber and releases a lower-tensioned partial amount of fuel gas into the filling chamber 13, since its working cycle has such a lead over that of the chamber 1 under consideration that it already does the partial amount of fuel gas with a pressure corresponding to the maximum deflagration pressure. to let,
that is, her nozzle valve 5 is closed and her nozzle valve 6 has opened when the nozzle valve 5 of the chamber 1 under consideration is just opening. In front of the nozzles 9 and the blading 10 of the first turbine stage, the loading pressures of the first partial expansion occur, to which a portion of the total amount of fire gas generated in the chamber 1 is subjected in the aforementioned stage.
Behind the same stage, seen in the direction of the fire gas, counter pressures occur which are generated in the filling chamber 13 in that it receives fire gases from two sides; it first receives from the other deflagration chamber mentioned directly discharged fire gases via the supply line 14; it continues to receive fire gases via the collecting nozzles 12 from the first turbine stage. Under the influence of the flue gas inflows, the filling chamber 13 fills up instantaneously and rapidly, aided by its small volume, so that the aforementioned counter-pressure image comes about. However, this counter-pressure image has the character of a partial expansion, since the filling chamber 13 is in open connection with the second turbine stage 15, 16, 17 via the nozzles 15.
Since the mentioned work cycle shift leads to synchronism between the two partial expansions, the lines characterizing the expansion and counterpressure curves in a Q-V diagram are approximately equidistant apart from the filling phase, as can be seen in FIG. This results in much smaller gradient fluctuations in the first turbine stage and thus higher degrees of Radwir efficiency than before.
What has been done for the first turbine stage applies mutatis mutandis to the second turbine stage 15, 16, 17. Because in front of this turbine stage, seen again in the direction of flow of the fire gases, the nozzles 15, which are supplied with fire gases from the filling chamber 13 . These fire gases generate a pressure, the effects of which have just been considered as counter pressure with respect to the upstream first turbine stage 9, 10, 11; the same pressures are now applied to the second turbine stage 15, 16, 17 downstream in the propellant gas flow, so that these applied pressures again have the character of a partial expansion. While this partial expansion is going on, a third chamber, which has not yet been considered and has not been drawn, has opened its outlet valve 7.
Via this outlet valve 7, residual fire gases are displaced from this chamber, which is currently in the charging process, by the simultaneously entering charge air. These residual flue gases reach the mouth cross-section of the propellant gas extraction line and there, as a result of inflow and outflow conditions that vary over time, generate a counter pressure that changes over time, which increases during the filling period and then decreases in character.
This counterpressure acts via the line section 19 on the upstream blading 16, so that the pressure of the nozzle 15 and counterpressures of the wheel chamber of the wheel 17 again have a similar character of partial expansion.
Due to the even greater advance of the work cycle of the third chamber, which carries out the loading section of its work cycle, while chamber 1 releases the highest tensioned partial amount of fuel gas and the second chamber releases an already lower tensioned partial amount, the counter-pressure curve caused by the residual fire gases is synchronized with the partial expansion aa uf,
which is assigned to the second turbine stage. Accordingly, significantly smaller gradient fluctuations also occur in the second turbine stage, so that this turbine stage is also able to work with a favorable wheel efficiency.
In this respect, the exemplary embodiment already corresponds to earlier proposals, while the following is to be stated to characterize the invention. The implementation of the invention is shown in the Q - V diagram of the deflagration chamber 1 in FIG. 1, which is reproduced correctly in FIG. In this Q - V diagram, which is the usual Q - S entropy diagram, e.g.
B. According to Pflaum, with the percentages of the amount of fire gas escaping, calculating the total amount of fire gas per deflagration and chamber with 100%, combined as abscissa, where the ordinates correspond to the heat content of the fire gases in kcal / nm3 (enthalpy), you can see that first indicated pressure and temperature line network, which only applies to the double line starting from point A, which indicates the adiabatic fire gas gradient.
The double line shows the changes in state that occur during expansion, but only for the ideal machine, in which no entrople changes occur during expansion, i.e. no heat transfers to the wall surfaces in contact with the flue gas and no heat generation due to friction on the rotor and shoveling takes place. This is of course not the case with the practical machine.
Careful investigations into the heat transfer on the walls on the gas side and calculations of the ventilation losses on the rotor and on the blades have shown, however, that with well-designed systems and when the usual work processes are used, there is almost a correspondence between friction and ventilation developed and on the Kühlmit tel transferring amounts of heat. It is therefore justifiable to assume adiabatic changes in state during the expansion, and these changes appear as vertical lines in the Q - V diagram.
Point A corresponds to the initial state of the partial amount of fuel gas discharged via nozzle valve 5, ie the maximum deflagration pressure, which in the example is 64 ata. This subset of the initial state A is now subjected to a partial expansion 24 in the nozzles 9 or the blading 10 of the first turbine stage, which extends to point B. At this point B the nozzle valve 5 closes and the nozzle valve 6 opens. The amount of fuel gas that is released from the initial state B undergoes a partial expansion, the course of which is characterized by the expansion line segment 25. At point C the nozzle valve closes and the outlet valve 7 opens.
The charge air entering via the opened valve pushes out the residual combustion gas so that point E is reached, in which outlet valve 7 and charge air valve 2 close. This is followed by the work cycle segment of ignition and deflagration, which cannot be represented in a Q - V diagram, which leads to the formation of a total amount of fire gas from the initial state A. Then the described work cycle is repeated.
It should therefore be noted that the Q - V diagram in FIG. 3 runs over time, so that synchronous processes in it can only be visualized by imaginary shifts.
When explaining this diagram, a certain position of point B was assumed. If one proceeds, as would be correct, first of the problem posed by the inven tion of providing critical pressure ratios between application and counter pressures, the position of point B on the expansion line determined by points A and C is not yet established On the contrary, there is the completely open task, the extraction pressure of the lower-tensioned partial amount of fire gas,
which is discharged via the nozzle valve 6 must be determined in such a way that supercritical pressure conditions occur in the nozzles and nonetheless single-wreath wheels with circumferential speeds of more than 250 m / sec can be used.
To solve the problem of keeping the ratio of the application pressures to the counter pressures greater than the critical pressure ratio, so that all the nozzles, i.e. both the nozzles 9 and the nozzles 15, are designed as Laval nozzles without being too single Wheels with circumferential speeds over 250 m / sec must be dispensed with, if the number of partial quantities with which the total amount of fuel gas generated per chamber and deflagration is withdrawn at pressures above the boost pressure is n, the initial pressure pzw, with which each partial gas quantity is withdrawn,
approximately equal to the product of the voltage of the charge air po and the
EMI0006.0001
Power of the quotient of the initial expansion pressure p1 of the most highly stressed part of the gas quantity and the charge air pressure po held, where a corresponds to the temporal ordinal number of the partial expansion under consideration.
Since n in the case of the embodiment example corresponds to the value 2, a also corresponds to the value 2 because of the second partial expansion under consideration, this means that the withdrawal voltage pzw, which defines the position of point B, determines the partial amount to be released through nozzle valve 6 from the deflagration chamber is by the expression:
EMI0006.0005
Since in the case of the exemplary embodiment p1 = 64 ata and po = 12 ata, the result is
EMI0006.0007
As can be seen from Fig. 3, the position of point B ent speaks this inter mediate pressure. The counter-pressure curve which is established in the filling chamber 13 due to this withdrawal voltage is represented by the dash-dotted line 26.
It can be seen first of all that line 26 has a similar expansion curve to line 24 except for the short filling phase that occurs at the beginning. In the first turbine stage, the partial amount of fire gas released via the nozzle valve 5 experiences smaller gradient fluctuations than before from the initial state A, so that the blading 10 works with a high degree of wheel efficiency, since, as is known, jet velocity fluctuations up to a maximum of 30% upwards and up to 15% the downward efficiency does not deteriorate significantly;
The deviations of the pressure lines, with the exception of the filling period, lie within these limits from the equidistance. Each blading can be designed with a single ring and operated at peripheral speeds of over 250 m / sec, preferably 300 m / sec, since the position of the Ge - Back pressure line 26 with respect to the expansion line 24 allow certain individual gradients.
Line 27 represents the line of the critical pressure with respect to the expansion lines 24, 25. The counter-pressure line 26 is clearly visible below this line 27 of the critical pressure, so that Laval nozzles with the favorable properties shown can be used in the first turbine stage . What has been done for the first turbine stage also applies to the second turbine stage. For this purpose, the dotted line of the counterpressure occurring in the second wheel chamber has been given as.
This line 28 runs approximately equidistantly from the line 26, which now more reflects the changes in the application pressure that occur with respect to the second turbine stage 15, 16, 17.
The second turbine stage processes practically constant gradients: Dhe Lageöder line 28 in relation to line 26, in other words the gradient in the second turbine stage, which concerns the processing of the amount of fuel gas that has been discharged from the first turbine stage via the collecting nozzles 12, is determined as follows:
that in the second turbine stage, single-ring wheels with the aforementioned peripheral speeds can again be used.
The line 29 of the critical pressure in relation to the admission pressure, given by line 26, is also drawn in. It can be seen that line 28 lies below line 29 for most of its course. Such a weak undershoot of the critical pressure does not change the known advantage of the Laval nozzle of guiding the fire gas jet in the desired direction without deflection and corresponding loss of efficiency.
The Laval nozzle only becomes dangerous if it is strongly widened or if the chosen widening angle is too large; only then does the jet detach itself from the guide wall and expand further in the gap in a direction that cannot be influenced.
Finally, the diagram in FIG. 3 shows that the counterpressure curve marked by the dotted line 35 also relates to the partial amount of fuel gas that is released into the filling chamber 13 via the nozzle valve 6, which thus had the initial state B and corresponding to the expansion line segment 25 is stretched, essentially below the line 27 of the critical pressure with respect to the loading pressures B to C.
Regardless of whether special nozzles are provided for the partial amount of fire gas supplied via line section 14 or whether this partial amount of fire gas is relaxed from the original initial state A in a common nozzle 15 together with the partial amount of fire gas to flow through the collecting nozzle 12, Laval nozzles can be provided in both cases .
Finally, it should be mentioned that area Ia represents the available working capacity of the partial amount of fire gas from the initial state A in the first turbine stage, and area Ib the working capacity of the same partial amount of fire gas in the second turbine sode. The area II represents the available working capacity of the partial amount of fuel gas released through the nozzle valve 6 from the initial state B in the second turbine stage, while the area III is a measure of the working capacity of the fire gases that enter the mouth cross-section of the fuel gas extraction line 20.
What has been stated for n = 2, i.e. for double expansion subdivisions, also applies analogously to higher, whole-number values of n. If n were, for example, 3, then according to the invention the extraction pressure pzw2,3 would have to be the lowest stressed part of the flue gas:
EMI0007.0006
since a = 3.
In the case of the exemplary embodiment, this results
EMI0007.0007
The next higher-pressure part of the flue gas at pressure pzw1,2 has the ordinal number a = 2, so that:
EMI0007.0008
has to be, that is, it will be in the case of the exemplary embodiment
EMI0007.0010
The embodiment according to FIG. 2 corresponds to that according to FIG. 1 with the difference that nozzles 30, via which the blading 31 of the wheel 32 is acted upon, are located in the path of the residual fire gas released via the outlet valve 7. The nozzles 30, however, not only receive the residual flue gas released via the outlet valve 7, but also fire gases that stage 15, 16, 17 have done work in the preceding turbine.
These fire gases first flow to a filling chamber 36, which is connected to the nozzles 30 via manifold 37. In this way, the counterpressure curve formed in the outflow housing part 32 of the third turbine stage 30, 31, 32, characterized by line pull 35 in FIG. 3, with respect to the partial expansion 25 in the second turbine stage 15, 16, 17 comes into effect. With propellant gas generators designed according to the invention, it is possible to convert about 108 calories per hour per cubic meter of deflagration space.
Naturally, for the purpose of converting around a hundred million heat units per hour and m3 of deflagration space, the propellant gas generator must be operated with a relatively large number of work cycles per unit of time, that is, the speed of the control shaft must be correspondingly high; In addition, work must be carried out with a high boost pressure po and with a relatively high heat release from the charge.
In order to combine these conditions with a sufficient service life of the components exposed to high temperatures and heat transfers, it is advisable not to increase the highest temperature t1 occurring in the deflagration chambers above an upper limit temperature of 1950 C, which is the usual Coolants can be used for these components, while they themselves remain subject to stresses in which they can be made from materials with normal properties, while the design of the components does not have to undergo any significant changes. On the other hand, a lower limit of the temperature t1 of 1400 C should not be undershot if possible.
The resulting temperature interval from 1950 to 1400 C corresponds to a pressure increase po: p1 of 1: 4 to 5.5. The explosive mixture between the respective fuel and the air is set so that a ratio between the loading pressure po and the explosion pressure p1 of at least 1: 4 and at most 1: 5.5 occurs in the deflagration chambers.
In addition to this advantageous Drucksteige tion one applies another, appropriate measure, namely the type of charge, which is characterized by simultaneous opening of the loading air inlet valve 2 and the outlet valve 7 for the residual fire gases from the deflagration chambers. The purging of the deflagration chambers is then carried out in such a way that the residual gas or fire is under tension.
only a little charge air above this displaces these residual fire gases, very much in contrast to the known reloading process, in which after the two above-mentioned valves have closed, reloading air under higher pressure is again puffed into the Ver puffungskammern, so that the possibility of this reloading arises to shorten the full work cycle by eliminating the time required for reloading, i.e. to handle the largest possible number of work cycles in the time unit.
Naturally, the above-mentioned high wheel efficiencies are of crucial importance in terms of simplifying the overall structure of the system. The achievable overall efficiency makes it possible in particular to avoid any waste heat recovery outside the deflagration chambers, the nozzles and blading, i.e. outside the propellant gas generator, apart of course from unavoidable heat losses through piping and radiation. This means the elimination of all intercoolers and aftercoolers, as well as the elimination of all exhaust gas recyclers that were previously required to keep the overall thermal efficiency of the plant bearable.
It is known that all heat exchangers are bulky and heavy, so that their elimination significantly reduces the weight and space requirements of a system: It is now possible to simplify the cooling, which is essential for the components of the propellant gas generator Coolant is released with the absorbed cooling heat, so that the recovery of the cooling heat is no longer necessary;
The same applies analogously to recooling agents if recooling of the coolant and re-use of the coolant after recooling, for example in arid areas, cannot be dispensed with.
The exhaust gases are therefore also removed with their sensible heat and recycled without the need for the interposition of the exhaust gas recycler previously required to achieve economic efficiency.