Höchstdruck-Heissdampfturbine Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Höchstdruck-Heissdampfturbine, welche mit Dampf betrieben werden kann, der sich wesentlich über dem kritischen Druck und der kritischen Temperatur von Wasser befindet. Im einzelnen bezieht sich die Er findung auf die mechanische Konstruktion einer Turbine, die die Verwendung von derart hohen Drucken und Temperaturen zulässt.
Das Bestreben, bei Wärmekraftmaschinen einen immer besseren thermischen Wirkungsgrad zu er zielen, hat schliesslich zu Dampfturbinen geführt, die mit Dampf von überkritischem Druck betrieben werden. Für Wasser liegt die kritische Temperatur bei 374 C und der kritische Druck bei 225,4 Atmo sphären.
Es hat sich herausgestellt, d'ass zur Erreichung eines den Aufwand lohnenden Wirkungsgrades mit Drucken zwischen 233 und 333 Atmosphären gear beitet werden muss. Die der Erfindung zugrunde lie gende ausgeführte Turbine wurde beispielsweise für einen Arbeitsdruck von 300 Atmosphären und, einer Anfangstemperatur von 62l C entwickelt.
Für einen Betrieb unter solchen extremen Druck- und Temperaturverhältnissen muss auf den mecha nischen Aufbau und die Auswahl von geeigneten Materialien die grösste Sorgfalt verwendet werden.
Im Zusammenhang mit einer Anlage für ähnlich hohe Temperaturen wurde bereits früher festgestellt, dass separate Organe für die Aufnahme der Tempe raturbeanspruchung bzw. der Druckbeanspruchung anzustreben sind. Die heissen Teile können dann aus temperaturwiderstandsfähigem Material dünnen Querschnittes hergestellt werden, wobei dann diese Teile keinem oder nur einem geringen Druckunter schied ausgesetzt sind, während eine gekühlte bzw. auf niedrigerer Temperatur befindliche Wand dem Druck standhalten muss.
Eine solche Anordnung ist schon deswegen von grosser Bedeutung, da gegen hohe Temperaturen wi derstandsfähige Legierungen ausserordentlich teuer und schwer zu bearbeiten sind, ausserdem besitzen sie nur eine geringere Festigkeit und einen höheren thermischen Ausdehnungskoeffizienten als die Stahl legierungen für niedrigere Temperaturen, die ge wöhnlich bei Turbinen verwendet werden. Der hohe thermische Ausdehnungskoeffizient bedingt beson dere Anordungen für eine gegenseitige freie ther mische Ausdehnung von zusammenwirkenden Teilen, wenn einerseits eine allzugrosse Materialbeanspru chung vermieden werden soll und anderseits die lichten Zwischenräume relativ zueinander bewegter Teile ein Sicherheitsminimum nicht unterschreiten sollen.
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Höchstdruck-Heissdampfturbine mit einem für die ersten Stufen vorgesehenen, den höchsten Tempera turen und Drucken ausgesetztem Wandeinsatz, mit einem diesen Einsatz umgebenden, gekühlten, rela tiv dickwandigen, innern Gehäuse aus bei niederen Temperaturen druckfestem Material und mit einem zwischen dem Wandeinsatz und dem innern Gehäuse angeordneten Zwischenmantelsystem, dadurch ge kennzeichnet, dass zwischen dem Zwischenmantei- system und dem Wandeinsatz ein Zwischenraum für stagnierenden Dampf von etwa gleichem Druck wie dem des Treibmittels hinter der ersten Stufe,
und zwischen dem Zwischenmantelsystem und dem innern Gehäuse ein Zwischenraum für zirkulierenden Kühl dampf von grössenordnungsmässig dem gleichen Druck wie dem des Treibmittels nach der ersten Stufe vorhanden sind.
In den beiliegenden Zeichnungen ist ein Ausfüh rungsbeispiel des Erfindungsgegenstandes dargestellt. Von den Zeichnungen stellt dar: Fig. 1 eine Seitenansicht einer Turbine für Be trieb bei überkritischem Druck, teilweise im Schnitt, Fig.2 eine vergrösserte Teilansicht der Darstel lung von Fig. 1 mit dem Zuflussleitungssystem und den Teilen der Turbine, die dem höchsten Druck ausgesetzt sind, Fig. 3 eine perspektivische Ansicht eines Teiles der unter hohem Druck stehenden innern Verscha lung, teilweise im Schnitt, um die Kühldurchflüsse zu zeigen,
Fig.4 einen Querschnitt durch die Darstellung der Fig. 1 entlang der Linie 4-4 mit der Verbin dung des innern und äussern Gehäuses, Fig. 5 einen weiteren Querschnitt durch die Dar stellung der Fig. 1 entlang der Linie 5-5 mit wei teren Einzelheiten der Gehäuseausbildung.
Das Prinzip der beschriebenen Turbine besteht grundsätzlich darin, dass die Teile, die hohen Tempe raturen ausgesetzt sind, einen kleinen Querschnitt besitzen, wobei diese Teile so angeordnet sind, dass sie sich je nach der herrschenden Temperatur frei ausdehnen bzw. zusammenziehen können und von einem Medium umgeben sind, welches einen Druck der gleichen Grössenordnung besitzt wie derjenige, der innerhalb dieser Teile herrscht. Das Zwischen medium isoliert dabei die der hohen Temperatur aus gesetzten Teile, um so den Temperaturgradient klein zu halten.
Die den relativ hohen Druck aufnehmenden Teile sind ferner gekühlt, so d'ass der Temperaturgradient auch in den dickwandigen Teilen reduziert ist. Auf diese Weise werden die heissen Teile auf ihrer günsti gen Arbeitstemperatur gehalten, ohne dass ein wesent licher Temperaturgradient zwischen den Begren zungsflächen dieser Teile auftritt, der eine ther mische Ermüdung>> dieser Teile verursachen könnte, während die druckbeanspruchten Teile auf einer Temperatur gehalten werden, die der für das verwen dete Material zulässigen entspricht, wobei der so ver kleinerte Temperaturgradient wiederum die Betriebs sicherheit und die Lebensdauer dieser Teile erhöht.
Fig. 1 zeigt nun im einzelnen eine Turbine, die sich für äusserst hohe Drucke eignet. Sie besitzt ein im wesentlichen kugelförmiges äusseres Gehäuse 1 und ein inneres, als Zeitschaufelträger dienendes Gehäuse 2, das auf seiner Innenseite für die Hoch druckstufen einen Wandeinsatz 3a-3d trägt. Das Treibmitteleinlass-Leitungssystem, das das Treibmit tel durch das äussere Gehäuse 1 und das innere Ge häuse 2 in das Innere des Wandeinsatzes leitet, soll allgemein mit 4 bezeichnet werden.
Das äussere Gehäuse 1 ist kugelförmig, damit es dem Druckunterschied standhalten kann, dem es bei Betrieb ausgesetzt ist. Da der Druck in der Kammer 5, die durch das äussere Gehäuse 1 und das innere Gehäuse 2 gebildet wird, in der Grössenordnung von 84,3 Atmosphären bei einer Temperatur von unge fähr 426 C liegt, kann das äussere Gehäuse aus ge wöhnlichem Gehäusestahl hergestellt sein, welcher vergleichsweise billig ist, leicht zu bearbeiten und durchaus in der Lage ist, Temperaturen dieser Grössenordnung standzuhalten. Aus Fig. 1 ist ferner zu ersehen, dass das äussere Gehäuselager 1 a und 1 b sowie Dichtungen<I>l c,<B>l d,</B></I> 1j, 1g für die Welle besitzt.
Das innere Gehäuse 2 besitzt eine Dichtung 1e. Diese Dichtungen können dabei nach herkömmlichen Gesichtspunkten kon struiert sein. Von einiger Wichtigkeit sind dabei je doch die Undichtigkeitsleitungen, die bei 6a,<I>6b, 6c,</I> <I>6d, 6e,</I> 6f, 6g dargestellt sind. Die weitere Verwen dung des durch die Dichtungen und durch diese Lei tungen strömenden Mediums wird weiter unten in der Beschreibung noch eingehend erläutert.
Der allgemein mit 7 bezeichnete Turbinenrotor besitzt die den Lagern und Dichtungen entsprechen den Gegenstücke sowie mehrere Schaufelräder 7a bis 7k, die mit dem Rotor aus einem Stück herge stellt sind. Jedes Schaufelrad besitzt an seinem Um fang eine Reihe von Schaufeln, die die Energie über tragenden Teile in dem Strömungsweg des Antriebs mediums darstellen. Zwischen zwei benachbarten Schaufelrädern befindet sich je eine ringförmige Dichtung, von denen zwei mit 8a und 8b bezeichnet sind.
Das äussere Gehäuse 1 besteht aus einer obern und einer untern Hälfte lm, 1n, die durch eine Reihe von Bolzen 1p an einer horizontalen Flansch verbindung miteinander verschraubt sind. Die Ein zelheiten hierzu sind in den Fig. 4 und 5 dargestellt. Das innere Gehäuse 2 besteht ebenfalls aus einer obern und einer untern Hälfte<I>2j, 2k,</I> die durch Stift schrauben 2p miteinander verbunden sind.
Der Wandeinsatz besteht aus mehreren Ringen <I>3a, 3b, 3c, 3d,</I> die widerstandsfähig gegen hohe Temperaturen sind und aus austenitischen Legierun gen bestehen. Jeder Ring besteht aus zwei Hälften, die durch Stiftschrauben 3p an der Mittelebene mit einander verbunden sind., wie dies in Fig. 4 darge stellt ist. Die einzelnen Ringe 3a-3d sind durch hintergreifende Flansche miteinander verbunden und bilden so den zusammenhängenden Einsatz. Eine Verbindungsstelle ist in grösserem Massstab in Fig. 2 dargestellt.
Es ist hier zu erkennen, dass der Ring 3d einen in axialer Richtung abragenden Ansatz 3e auf weist, an den sich ein Ringflansch 3 f anschliesst, der eine ringförmige Nut 3g bildet. Der benachbarte Ring 3c besitzt einen entsprechenden Teil mit einer Nut 3h und einen Flansch<B>31.</B> Zwischen dem Flansch 3i und der Nut 3g bleibt dabei ein kleiner Zwischen raum 3j frei, während die andern beiden zusammen wirkenden Teile 3f, 3h einen ähnlichen Zwischen raum 3k freilassen.
Es ist nun zu erkennen, dass beim Zusammenbau des Einsatzes zunächst eine Ringhälfte 3a in die un tere Hälfte des innern Gehäuses 2 gesetzt und an schliessend Ringhälfte 3b eingesetzt wird, wobei die Flanschteile wie bei Fig. 2a gezeigt in Eingriff mit einander kommen. Die folgenden Ringhälften 3c und 3d werden ähnlich angeordnet. Auf gleiche Weise werden die obern Ringhälften 3a-3d zum obern Einsatzteil 3u zusammengesetzt.
Nachdem der obere Einsatzteil 3u auf den untern Einsatzteil 3e (Fig. 4) abgesenkt worden ist, werden die Stiftschrauben 3p eingesetzt, um die Ringhälften 3a,<I>3b,</I> 3c und 3d miteinander zu verschrauben. Wenn der Zusammen bau in dieser Art erfolgt ist, können die benachbarten Ringe sich infolge der Zwischenräume<I>3j, 3k</I> (Fig. <I>2a)</I> radial ausdehnen und zusammenziehen, je nachdem wie die Temperatur sich ändert, ohne dass höhere Beanspruchungen an den Berührungsstellen zweier benachbarten Ringe auftreten.
Infolge der Expansion des Dampfes tritt ein Temperaturabfall auf, wenn dieser vom Zuflussende des Einsatzes her die Ringe <I>3a, 3b,<B>3e,</B> 3d</I> nacheinander durchfliesst, so dass jeder Ring in derselben Reihenfolge bei einer niedrigeren Temperatur arbeitet als der vorhergehende. Bei dieser Ausbildung kann somit jeder Ring eine Tem peratur annehmen, die dem durchströmenden Dampf entspricht. Auch Temperaturänderungen des Dampfes im Betrieb haben dabei keinen schädlichen Einfluss, da kein zu grosser Temperaturgradient in einem Ring entstehen kann.
Das innere Gehäuse 2 wird von dem äussern Gehäuse 1 durch Mittel gehalten, die teilweise in Fig. 1 gezeigt sind. Die Befestigung besteht aus einem radial abragenden Gehäuseteil 2a, an dessen äusserstem Ende sich ein Gleitbolzen 2b mit quadra tischem oder rechteckigem Querschnitt befindet. Das äussere Gehäuse besitzt eine Verdickung 9 (zur leich teren Herstellung) mit einem tubischen Innenstück 9a, das eine Ausnehmung in Form einer axialen Bolzenführung 9b enthält, die den Bolzen 2b auf nehmen kann. Das äussere Ende dieser Verdickung 9 kann durch eine Abschlussplatte 9c abgedeckt sein.
Es ist zu erkennen, dass diese Bolzenführungsanord- nung die linke Hälfte des innern Gehäuses 2 zen triert, wobei sich der Bolzen bei einer Temperatur änderung des innern Gehäuses 2 längs verschieben kann.
An der rechten Seite des innern Gehäuses 2 ist eine entsprechende Keil-Nutführung vorgesehen mit einer sich radial erstreckenden Nut 10a, welche an einem Vorsprung 10 am Ende des innern Gehäuses 2 gebildet ist. Das mit dieser Nut zusammenarbei tende Gegenstück besteht aus dem eingepassten Keil 10b, welcher starr mit dem äussern Gehäuse verbun den ist oder mit ihm aus einem Stück besteht. Zur besseren Zentrierung des aus den beiden Hälften zusammengesetzten innern Gehäuses 2 in dem äussern Gehäuse 1 können drei oder mehr entspre chende Anordnungen wie 2b, 9b bzw. 10a und 10b vorgesehen sein.
Ferner ist das innere Gehäuse 2 auf Halterungen 1 j abgestützt, die in dem horizontalen Verbindungsflansch des äussersten Gehäuses ver laufen, wie in Fig. 4 zu sehen ist.
Zur Sicherung gegen Längsverschiebungen des innern Gehäuses 2 ist eine ineinandergreifende Fu genverbindung vorgesehen, welche in der die Zufluss- leitung 4 enthaltenden Querebene verläuft, wie in Fig. 1 und mehr im einzelnen in Fig. 5 gezeigt ist. Die Flansche des innern Gehäuses 2 laufen hier in Rippen<I>2h,</I> 21 aus, die eine Fuge für den Vorsprung <I>Ir</I> bilden. Dieser Vorsprung ist aus einer innern Verstärkung ls herausgebildet, welche sich an der horizontalen Flanschverbindung des äussern Ge häuses 1 befindet.
Auf diese Weise wird das innere Gehäuse 2 in dem äussern Gehäuse auf der rechten Seite gehalten. Die gezeigte Fixierung gestattet eine Längsausdehnung nach links, je nachdem wie sich die Temperatur des innern Gehäuses ändert.
Die die Leitschaufeln für die hintern Expansions stufen tragenden Teile im innern Gehäuse 2 bestehen aus Ringkörpern herkömmlicher Bauart, wie sie bei l 1a-11 f gezeigt sind. Jeder Ringkörper besteht dabei aus zwei Hälften, die in einer horizontal durch die Achse verlaufenden Ebene miteinander verbunden sind. Die Ringkörper werden durch kreis förmige Nuten im innern Gehäuse 2 gehalten, wie dies in Fig. 1 zu erkennen ist. Erreicht das Treib mittel diesen Teil der Turbine, hat seine Temperatur und sein Druck bereits so sehr abgenommen, dass, wie ersichtlich, Konstruktionen verwendet werden können, die schon bisher im Turbinenbau gebräuch lich waren.
Das Treibmitteleinlass-Leitungssystem 4- besteht aus einem dickeren äussern Leitungsteil 12, einem Abstandsrohr 13 und einem innern Durchflussrohr 14, das für hohe Temperaturen geeignet ist. Die Ein zelheiten dieses Einlassleitungssystems können am besten aus der Darstellung der Fig. 2 ersehen werden.
Das äussere Leitungsstück 12 besitzt zur Auf nahme der Druckkräfte grosse Wandstärke und kann aus normalem ferritischem Stahl (vorzugsweise schmiedbarem Stahl) hergestellt sein, da es vor hohen Temperaturen geschützt ist. Bei der beschriebenen Turbine wurde dieser Teil jedoch aus einer für hohe Temperaturen verwendbaren austenitischen Legie rung hergestellt. Am obern Ende ist das Leitungs stück 12 mit einem dicken umlaufenden Flansch 15 versehen, der mit einem verstärkten Teil 16 des Gehäuses 1 mittels mehrerer Schraubenbolzen 17 verbunden ist.
Zwischen dem Flansch 15 und den Schraubenköpfen 17a befindet sich ein ringförmiges Zwischenstück 17b, dessen Funktion es ist, die von den Schrauben auf den Flansch 15 ausgeübte Kraft gleichmässig zu verteilen. Gleichzeitig gestattet dieses ringförmige Zwischenstück die Verwendung von langen Schraubenbolzen, die im warmen Zustand angezogen werden, damit beim folgenden Abkühlen der Bolzen die Dichtigkeit der Verbindung erhöht wird. Das obere Ende des Leitungsstückes 12 ist bei 12a mit der Dampfzuflussleitung 18 verschweisst.
Wie in Fig. 2 zu erkennen ist, bildet diese Zuflussleitung 18 ein inneres Ende 18a, das mit dem obern Ende der innern Hochtemperaturleitung 14 verschweisst ist, während das stärkere äussere Leitungsstück 12 und die innere Leitung 14 eine ringförmige Kammer bilden, in der sich das erwähnte Abstandsrohr 13 befindet.
Dieses Abstandsrohr 13 erfüllt zwei Funktionen. Es besitzt zunächst auf der Innenseite mehrere, in axialer Richtung voneinander getrennte, konzentri- sehe Rippen, wie durch die gestrichelten Linien bei 19 gezeigt ist. Diese ringförmigen und parallelen Rippen bilden mehrere isolierende Zwischenräume 19a, deren Aufgabe darin besteht, den Wärmestrom von der sehr heissen innern Durchflussleitung 14 nach aussen zu vermindern, wodurch auch der Tempera turgradient in der Wand dieser Leitung 14 auf ein Minimum reduziert wird.
Die Aussenfläche des Zwi schenstückes 13 besitzt eine schraubenlinienförmige Rippe 20, die somit einen schraubenlinienförmigen Durchlass für Kühldampf bildet, der auf noch zu er läuternde Weise in diesen Durchlass gelangt.
In Fig. 1 ist zu erkennen, dass der Flansch 15 an einer Stelle seines Umfanges einen radial abnagenden Kanal 15a besitzt, durch welchen ein relativ kalter Dampf durch eine Leitung 21 zugeführt wird. Diese Leitung 21 besitzt ein sich vergrösserndes Endteil 21a, das mit dem Flansch 15 verschweisst ist, wie dies in Fig. 2 zu sehen ist. Ein dünnwandiges Rohr, <I>21b</I> befindet sich in dem radialen Kanal des Flansches 15 und ist mit dem Endteil 21a der Lei tung verschweisst oder mit ihm aus einem Stück her gestellt. Dieses dünnwandige Rohr lässt einen kleinen Zwischenraum 22 frei, der eine Wärmeableitung von dem heissen Flansch 15 zu der Leitung 21 verhin dert.
Das innerste Ende der Leitung 21b besitzt ein verdicktes Teil 21c, das mit der Bohrung im Flansch 15 in Berührung steht, um somit den Zwischenraum 22. aufrechtzuerhalten. Es ist hierbei von Wichtig keit, dass die Wärmeübertragung zwischen der Kühl leitung 2, und dem Flansch 15 so klein als möglich gehalten wird, damit das einströmende Kühlmittel nicht eine örtliche Abkühlung des massiven Flansches 15 verursacht. Es ist zu beachten, dass jede Störung des Temperaturgleichgewichtes auf dem Umfang des massiven Flanschest 15 eine Bruchgefahr mit sich bringt.
Damit in den verschiedenen Teilen nur symme trische Temperaturverteilungen auftreten, führt die Leitung 21 b das Kühlmedium in eine ringförmige Aus- nehmung 23, die sich in der Bohrung des Flansches 15 befindet. Die ringförmige Ausnehmung dient so mit als Verteilungskammer, die das Kühlmedium gleichmässig um das Abstandsrohr 13 in den schrau- benlinienförmigen Kühldurchlass 20a führt.
Die Ver wendung des schraubenlinienförmigen Kühldurch lasses 20a bezweckt somit, dass sich eine gleich mässige Temperaturverteilung auf dem Umfang des äussern Leitungsstückes bildet. Nach heutigem Fach wissen ist es extrem schwierig, wenn nicht unmög- lieh, längsverlaufende parallele Kühldurchlässe zwi schen der heissen innern Leitung 14 und dem käl teren äussern Leitring 12 vorzusehen, bei welchen in allen diesen parallelen Durchlässen eine gleichmässige Kühlung auftritt.
Durch die Verwendung eines ein zelnen schraubenlinienförmigen Durchlasses ist je doch eine völlige Gleichheit der Temperaturverteilung auf dem Umfang der heissen Zuflussleitung sicher gestellt. Selbstverständlich erhöht sich die Tempe ratur des Kühlmittels, je weiter es durch den schrau- benlinienförmigen Durchlass 20a abwärts gelangt. Das untere Ende des äussern Leitungsteiles 12 wird von dem Teil 2c des innern Gehäuses aufge nommen. Die Dampfabdichtung wird dabei durch mehrere Dichtungsringe erreicht, wie bei 2d gezeigt ist.
Die mechanische Einzelheiten dieser Abdichtung sind hier ohne Belang, es kann jedoch die Konstruk tion verwendet werden, wie sie in der USA-Patent schrift Nr. 2 649 315 beschrieben ist. Die erwähnte Konstruktion gestattet eine radiale thermische Expan sion zwischen der Leitung 12 und dem Teil 2e, wobei gleichzeitig eine Querverschiebung dadurch möglich ist, dass die an der Leitung 12 anliegenden Dich tungsringe verschieblich sind. Dies ist notwendig, da die unterschiedliche thermische Ausdehnung in Längs richtung zwischen dem äussern Gehäuse 1 und dem innern Gehäuse 2 berücksichtigt werden muss.
Aus Fig.2 ist ferner zu ersehen, dass sich das untere Ende des Hochtemperaturdurrchflussrohres 14 bei 24 erweitert, damit das anschliessende Endstück 25 einer weiteren Zuflussleitung aufgenommen wer den kann, wobei diese Zuflussleitung mit der Düsen kammer 26 aus einem Stück besteht oder fest mit ihr verbunden ist. Die Düsenkammer 26 erstreckt sich über angenähert 90 des Umfanges, so dass von den Düsen 27 einer Kammer nur der vierte Teil des Umfanges des Schaufelrades 7a gespeist wird.
Es können daher mehrere dieser Leitungssysteme und Düsenkammern vorgesehen sein. Im vorliegen den Fall sind vier Einlassleitungssysteme und Düsen kammern vorhanden, von denen zwei auf jeder Ge häusehälfte angeordnet sind, so dass sie gleichmässig auf dem Umfang verteilt liegen.
Die Düsenkammer 26 ist über einen Zwischen raum von einer Einfassung 28 umgeben, deren oberes Ende in einer Nut 28a in dem innern Ge häuse 2 gehalten ist, und das in eine weitere Nut 28b der Düsenkammer 26 eingreift.
Aus Fig. ?_ ist ferner ersichtlich, dass die Wellen dichtungen 1 e in einem ringförmigen Teil 29 gehal ten sind, wobei dieser Teil in einer Nut im innern Gehäuse 2 verankert ist. Der radial nach innen auf die Düsenkammer 26 wirkende Schub, der durch den Druck des Treibmittels verursacht wird, wird durch einen Vorsprung 26a auf die untere Wand der Ein fassung 28 übertragen, von wo er über einen weiteren Vorsprung 28c auf die Aussenfläche des Teiles 29 übertragen wird. Die Einfassung 28 ist von dem be nachbarten Dichtungsteil 29 und vom innern Ge häuse 2 durch einen Zwischenraum getrennt, so dass ein Durchlass 30 für ein Kühlmittel entsteht.
Zwi schen der Düsenkammer 26 und der darumliegen- den Einfassung 28 befindet sich eine dünne Zwischen wand 31, die so den Zwischenraum in einen äussern Isolierraum 31a und einen innern, stagnierenden Dampf enthaltenden Raum 31b aufteilt.
Weiterhin ist in Fig.2 zu erkennen, dass das obere Ende der Zuflussleitung 25 zu der Düsenkam mer in dem erweiterten Endteil 24 der Leitung 14 angeordnet ist, wobei die Dichtung durch mehrere Gleitringe gebildet wird, wie bei 32 gezeigt ist. Diese Abdichtung kann ähnlich ausgebildet sein wie die jenige bei 2d. Das Endteil 24 der Zuleitung 14 wird von einem zylindrischen Topf 33 umgeben, der in einer Ausbuchtung des innern Gehäuses 2 gehalten ist. In der zentralen Öffnung am untern Ende dieses Topfes 33 befindet sich das obere Ende eines Wärmeschirmes 34, welcher mit dem obern Ende der Einfassung 28 eine Baueinheit bildet oder mit ihm fest verbunden ist.
Das obere Ende des Topfes 33 umgibt das erweiterte Ende 24 der Durchfluss- leitung 14, wobei die Dichtung zwischen diesen Teilen durch zwei Dichtungsringe 35 erreicht wird. Zu bemerken ist noch, dass das untere Ende des Ab standsrohres 13 eine konische Erweiterung 13a be sitzt, deren unteres Ende das obere Ende des zylin- drischen Topfes 33 in einem gewissen Abstand um gibt. Dieser Topf 33 ergibt einen Durchlass für das Kühlmittel, was im einzelnen nachfolgend beschrie ben werden soll.
Der Kühldampf kann von irgendeiner geeigne ten Quelle bezogen werden, beispielsweise von irgend einer Stelle des Dampferzeugers. Vorzugsweise kann der Dampf dem Ausgang des Dampferzeugers ent nommen und anschliessend durch die Injektion von Wasser abgekühlt werden. Der zur Verwendung ge langende Kühldampf wird z. B. in die Leitung 21 mit einer Temperatur von der Grössenordnung von 515 C eingeführt, mit einem Druck, der wenig über dem Druck nach der ersten Stufe liegt, das heisst dem Druck, den das Antriebsmedium nach Verlassen des Schaufelrades 7a besitzt. Im vorliegenden Fall liegt der Druck in der Grössenordnung von 260 at, wobei der Druck nach der ersten Stufe 253 at ent spricht.
Der Kühldampfstrom wird dabei durch das Ventil 21e in Fig. 1 reguliert. Die Menge des zur Verwendung kommenden Kühlmittels wird ferner durch eine Düse begrenzt, die bei 21f dargestellt ist. Das Ventil 21e wird natürlich so eingestellt, dass nur die minimale Kühldampfmenge einströmt, die gerade noch die notwendige Funktion der Temperatur steuerung erfüllen kann, da der Kühldampf einen thermischen Verlust für die ganze Anlage bedeutet. Aus der späteren Beschreibung kann jedoch ersehen werden, dass dieser Kühldampf in späteren Stufen ausgenützt werden kann, so dass es sich bei Kühl dampfentnahme um keinen ausschliesslichen Verlust handelt.
Anhand der Fig. 2 soll nun der Weg des Kühl dampfes in dem Einlassleitungssystem verfolgt werden. Der Kühldampf strömt durch das innere Rohr 216 in die ringförmige Ausnehmung 23 im Flansch 15 und anschliessend in den schraubenlinienförmigen Durchlass 20a. Der grösste Teil des Kühlmittels fliesst nun entlang dieses Durchlasses 20a nach unten, während ein kleiner Teil längs des schraubenlinien- förmigen Durchlasses 13 nach oben und von dort in die Isolierzwischenräume 19a strömt, die die Lei tung 14 mit den ringförmigen Rippen 19 bildet.
Der Zugang zu den Kammern 19a wird durch den Pfeil 206 am obern Ende des Abstandsstückes 13 ange- zeigt. Am untern Ende des Abstandsstückes 13 wird der Kühlstrom durch den konischen Teil 13a nach aussen in den ringförmigen Zwischenraum 3 b ab gelenkt, der durch den zylindrischen Topf 33 und das innere Gehäuse 2 gebildet wird. Von diesem Zwi schenraum aus fliesst das Kühlmittel durch mehrere Durchlässe 36 zu einer weiteren ringförmigen Kam mer 34a, die durch das obere Ende der Einfassung 28 gebildet wird.
Von dieser ringförmigen Kammer 34a fliesst das Kühlmittel nun über die Durchlässe 37, die durch das obere Ende der Einfassung 28 ge bohrt sind, in die Kammer 30. Am linken untern Ende der Einfassung 28 befindet sich ein ringförmi ger Abdeckteil 28d, welcher den Strom von der Kam mer 30 radial nach innen quer zu der Oberfläche des die Wellendichtungen tragenden Teiles 29 um lenkt. Ein Teil des Kühlmittels strömt nun nach aussen über die Wellenabdichtungen 1e, womit auch diese Teile gekühlt werden. Vom rechten Ende der Abdichtungen 1e strömt dieser Teil des Mittels nun durch die Leitung 6d.
Der andere Teil des Kühl mittels fliesst zwischen der Wand 28d und dem ersten Schaufelrad 7a radial auswärts und passiert anschlie ssend das Rad durch mehrere Löcher 7m in axialer Richtung. Nunmehr strömt das Kühlmittel radial nach innen entlang der andern Seite des Schaufel rades 7a, strömt durch die erste Wellendichtung 8a, anschliessend wieder radial auswärts und durch die axialen Durchflüsse im zweiten Schaufelrad 7b, dann wieder durch die Wellendichtung 8b, anschliessend durch ähnliche Durchlässe im Rad 7c, durch die Wellendichtung 8e, das Rad 7d und Dichtung 8d, wie es durch die Pfeile in Fig. 2 angezeigt ist.
Es sei bemerkt, dass die ersten vier Schaufel räder 7a-7d über dem ganzen Umfang Vorsprünge besitzen, welche ringförmige Dichtstreifen bilden, wie bei 7n in Fig. 2 gezeigt ist. Diese Vorsprünge lassen nur ganz enge, radiale Zwischenräume zu den be nachbarten Umfangsteilen der Leitschaufelringe frei, so dass nur minimale Mengen des Kühlmitteldampfes in den Hauptstrom des Treibdampfes, welcher durch die Laufschaufeln und die Leitschaufeln fliesst, ein strömen kann. Auf diese Weise kann das Kühlmittel nur durch den oben beschriebenen Strömungspfad entlang des Rotors und durch die Schaufelräder fliessen.
Hat das Kühlmittel nun das Schaufelrad 7e erreicht, ist es so stark erhitzt, dass es kaum noch eine weitere Kühlung bewirken kann. Anderseits ist die Temperatur des Treibdampfes inzwischen so weit abgefallen, dass das Rad 7e und die nachfolgenden Räder keiner weiteren Kühlung bedürfen. Entspre chend besitzen die Räder auch keine Vorsprünge mehr, so dass sich von diesem Punkt an der Kühl dampf mit dem Treibdampf vermischen kann, wie an den Pfeilen zu sehen ist, die die Flussrichtung an zeigen.
Auf diese Weise wird ein Teil der Energie des Kühldampfes noch in den nachfolgenden Schau felrädern ausgenützt, wodurch der durch die Ent nahme des Kühlmittels verursachte Energieverlust vermindert wird. Das Kühlsystem für das Einlassleitungssystem ist hingegen derart entworfen, dass sich das Antriebs medium mit dem Kühlmittel nicht vermischen kann.
Im einzelnen wird dies dadurch erreicht, dass das Antriebsmedium, welches von der Leitung 14 durch die Dichtungsringe 32 dringen sollte, nach unten zwischen der Zuflussleitung 25 der Düsen kammer und dem Wärmeschirm 34 hindurchfliesst und anschliessend durch eine Öffnung 34b in die Kammer 34c gelangt, die zwischen der Düsenkam mer 26 und dem benachbarten Teil des innern Ge häuses 2 liegt. Diese Kammer steht jedoch in freier Verbindung mit der Kammer, in der die ersten Laufschaufeln laufen, so dass jenes Antriebs medium, das die Kammer 34c erreicht, direkt zu den Leitschaufeln des ersten Leitschaufelringes 3a fliesst.
Es ist zu erkennen, dass das Kühlmittel, welches in den Zwischenraum zwischen dem konischen Teil, 13a des Abstandsrohres 13 und dem erweiterten Endteil 24 des Durchflussrohres 14 eindringt, Zu gang zu den isolierenden Zwischenräumen 19a be sitzt, die zwischen den parallelen ringförmigen Rippen 19 liegen. Es sei darauf hingewiesen, dass. diese Rippen mit der Aussenfläche des innern Zu flussrohres 14 keine flüssigkeitsdichte Verbindung bilden sollen, so dhss ein Druckausgleich des Me diums zwischen den verschiedenen isolierenden Zwischenräumen 19a erfolgt. Während des nor malen Betriebes ist der Druck in diesen isolierenden.
Zwischenräumen im wesentlichen gleich dem Druck des in dem schraubenförmigen Durchlass 20n flie ssenden Kühlmittels. Da somit am Abstandsrohr 13 kein Druckunterschied auftritt, kann es mit sehr geringem Querschnitt hergestellt werden.
Die Konstruktion des Kühlsystems für den Wandeinsatz mit den Leitschaufelringen 3a-3d, die für hohe Temperaturen ausgebildet sind, ist aus dem Folgenden ersichtlich.
Das Kühlmittel fliesst von der ringförmigen Kammer 34a in Fig.2 durch einen Kanal 34d im obern Teil der Einfassung 28 in eine Kammer 38, die zwischen den benachbarten Teilen der Einfas sung 28 und des innern Gehäuses 2 liegt, worauf es durch einen Kanal 39 im innern Gehäuse 2 in eine längliche Kammer 40 strömt. Die Menge und der Druck des durchfliessenden Kühlmittels wird dabei durch eine Blende 38a bestimmt, die zweckmässiger weise am Eingang des Kanals 39 angeordnet ist. Die Blende ist so bemessen, dass der Druck in der Kam mer 40 in der Grössenordnung von 257 Atmosphären liegt.
Es ist zu beachten, dass die längliche Kammer 40 im innern Gehäuse 2 an der horizontal verlau fenden Flanschverbindung liegt, welche die beiden Hälften dieses Gehäuses miteinander verbindet. Um alle Teile des Kühlmittelweges in einer Figur zu zei gen, wurde die Kammer 40 in Fig. 2 in die vertikale Ebene gedreht. Die tatsächliche Anordnung ist je doch der perspektivischen Darstellung der Fig. 3 zu entnehmen.
Fig. 3 zeigt einen Teil der horizontalen Flansch- verbindung des innern Gehäuses 2, wobei einige Teile weggebrochen sind, mit einem Teil der obern Gehäuse<I>2j,</I> der untern Gehäuse<I>2k,</I> sowie die Trennungsebene, die mit 2f bezeichnet ist. Die Dar stellung zeigt ferner einen Teil des vorspringenden. Flansches des Einsatzringes 3d, durch welchen dieser in. der innern Hälfte 2k des innern Gehäuses 2 ge halten ist.
Zur Befestigung dient . ein rechteckiger Keil 3e, der sich zwischen der Unterfläche des Ringflansches 3d und einer horizontalen Auflage, 2g befindet, die in der untern Hälfte 2k des innern Gehäuses gebildet ist (siehe auch Fig.4). Bei dem Zusammenbau wird ein provisorisches Keilstück eingeschoben, der Einsatzringteil 3d angebracht und; bezüglich des innern Gehäuses in die richtige Lage gebracht. Nun wird der endgültige Keil so be arbeitet, dass er nach seinem Einbau, wie bei 3e in den Fig. 3 und 4 gezeigt ist, den Einsatzring 3d in koaxialer Lage zum innern Gehäuse 2 hält.
Sowohl die obere als auch die untere Hälfte des innern Gehäuses 2 enthält Kammern, die den bei 3 8 in Fig. 2 gezeigten Kammern, und Durchflüsse, die den bei 39 gezeigten Durchflüssen entsprechen. Das von der obern Hälfte kommende Kühlmittel fliesst nun durch Kanal 39a in Fig.3, so dass das von beiden, der obern und untern Hälfte des Gehäuses kommende Kühlmittel in die gleiche längliche Kühl mittelkammer 40 gelangt.
Aus dem Vergleich der Fig.2 und 3 kann er sehen werden, d'ass die Kammer 40 durch eine läng liche Ausnehmung in dem untern Flansch 2e des innern Gehäuses 2 gebildet wird, wobei die Aus- nehmung durch eine dünne Platte 40a abgedeckt ist. Der Flansch des Einsatzringes 3d besitzt ebenso eine längliche Ausnehmung 3f, die durch eine Platte 3g abgedeckt ist.
Die so entstehende Kammer 3 f ist kein Kühlmittelkanal, sondern ein Zwischen raum zur Wärmeisolation, der die Wärmeübertragung von dem vergleichsweise heissen Flansch auf das Kühlmedium in der Kammer 40 verhindert. Aus Fig. 3 ist ferner ersichtlich, dass die beiden Abdeck- platten 40a und 3g zur weiteren Isolierung einen Zwischenraum 3h bilden. Es besteht somit zwischen dem heissen Flansch und dem Kühlmittel in der Kammer 40 ein doppelter Wärmewiderstand.
Das Kühlmittel von dem äussersten linken Ende der Kammer 40 fliesst durch eine Öffnung 40b zu einem vertikalen Kanal 40e, der in die benachbarten Teile der obern und untern Gehäusehälfte 2j und 2k ge bohrt ist. Das untere Ende des Kanals 40e steht mit einer Bohrung 40d in Verbindung, die das Kühlmittel zu einem 90 -Segment der untern Ge häusehälfte leitet. Das obere Ende des Kanals 40c leitet das Kühlmittel zu einem ähnlichen Durchlass in der obern Gehäusehälfte 2j.
,Aus dem Vergleich der Fig. 2 und 3 ist ausser dem ersichtlich, wie das aus der Kammer 40 kom mende Kühlmittel entlang der Innenseite eines Zwi- schenmantelsystems 3 zurückfliesst. Aus Fig. 2 ist zu entnehmen, dass eine Zwischenwand 41 mehrere in axialer Richtung der Turbine distanzierte, nach innen ragende ringförmige Rippen 41a, 41b usw. besitzt. Diese Rippen enthalten Nuten, welche die Kanten von zwei parallelen Schirmblechen<I>42a, 42b</I> aufnehmen. Die Schirmbleche bilden dabei einen wärmeisolierenden Zwischenraum 42c.
Ein wei terer, nicht durchflossener Zwischenraum 42d liegt zwischen dem innern Schirmblech 42b und der be nachbarten Aussenfläche des Einsatzringes 3d (Fig. 2). Der Kühlmittelweg führt nun zwischen dem äussern Schirmblech 42a und der Zwischenwand 41 hindurch, wie bei 42e in Fig. 2 gezeigt ist. Auch hier ist der Kühlmitteldurchlass 42e durch zwei wärme isolierende Kammern 42e, 42d von dem heissen Einsatzring 3d getrennt.
Aus Fig.3 ist ersichtlich, dass das Kühlmittel durch die Bohrung 40d in den bogenförmigen Durch lass 42e strömt, wo es dem Umfang entlang, wie durch die Pfeile 42f angezeigt ist, zu einem Punkt am untern Ende des 90 -Segmentes fliesst. An dieser Stelle besitzt die ringförmige Rippe 41a eine oder mehrere Durchbrechungen 42g, die das Kühlmittel zu dem danebenliegenden Viertel-Kreis-Durchlass 43e leiten, der durch das äussere Schirmblech 43a gebildet wird.
In diesem Durchlass strömt das Kühl mittel nach oben zu der horizontalen Flanschverbin- dung zurück, wie durch die Pfeile 43f gezeigt ist. Am obern Ende des Durchlasses 43e besitzt die Ring rippe 41b eine oder mehrere Durchbrechungen 43g, die das Kühlmittel zu dem nächsten bogenförmigen Durchlass 44e führen.
Von hier fliesst das Kühlmit tel wiederum nach unten, durch axiale Öffnungen in der Rippe 41c in den nächsten bogenförmigen Durchlass 45e (Fig. 2) und in gleicher Weise durch die Durchbrechungen in den folgenden Rippen 41d, 41e,<I>41f</I> sowie die entsprechenden bogenförmigen Durchflüsse 46e, 47e, 48e.
Um nun das Kühlmittel dem Strömungsweg des Treibmittels der Turbine zuzuführen, besitzen die letzten beiden Schirmbleche 48a, 48b eine Reihe von Öffnungen 49, die das Kühlmittel zu der ring förmigen Kammer 34c (Fig.2) fliessen lassen, von wo es in Treibmittelkanäle im ersten Einsatzring 3a gelangt, wie es durch die Pfeile in Fig. 2 gezeigt ist. Auf diese Weise wird die bei der Kühlung auf genommene Wärme in den Arbeitsprozess der Tur bine zurückgeführt, so dass diese wenigstens noch teilweise ausgenutzt wird.
Die Anordnung ist dabei derart getroffen, dass die niedriste Temperatur des Kühlmittels bei dem kälteren' Ende des Wand einsatzes 3 auftritt, so dass das Kühlmittel und das Antriebsmedium nach dem Gegenstromprinzip im Wärmeaustausch stehen.
Es sei bemerkt, dass die Bemessung der Kühl- durchlässe und Grösse der Blende 38a derart gewählt sind, dass der Druck des Kühlmittels, dem die Aussen flächen der Einsatzringe 3a-3d ausgesetzt sind, dahingehend wirkt, die entsprechenden Ringhälften radial nach innen zu drücken und dadurch die hintergreifenden Flanschen 3f, 3i (in Fig. 2a) in festem Eingriff zu halten.
In diesem Zusammenhang sei vermerkt, dass das aus den Öffnungen 49 strö mende Kühlmittel freien Zutritt zu den im übrigen nicht durchflossenen Zwischenräumen 42,d,<I>43d</I> bis 48d besitzt, die zwischen dem den innern Schirm blechen 42b, 43b-48b und den Aussenflächen der Einsatzringe 3a--3d gelegen sind. Auf diese Weise wirkt derselbe Druck auf die Aussenflächen von allen Einsatzringen 3a-3d, obwohl diese Zwischenräume von dem Kühhnittelstrom nicht durchflossen werden.
Da nun das Kühlmittel einen Druck besitzt, der etwas über dem Druck liegt, der nach der ersten Stufe herrscht, entsteht eine resultierende Kraft auf die Einsatzringe, die bestrebt ist, diese zusammenzu halten. Das bedeutet jedoch, dass, falls irgendein Leck zwischen zwei benachbarten Ringen auftreten, sollte, durch dieses Leck das Kühlmittel wesent lich stärker nach innen als das Treibmittel nach aussen fliessen würde. Dadurch ist jedoch verhindert, dass das heisse Antriebsmedium radial nach aussen zu den gekühlten Teilen des innern Gehäuses 2 strömen kann.
Im Treibmitteleinlassleitungssystem 4 und in dem innern Gehäuse 2 ist das Kühlsystem so beschaffen, dass die weiter innenliegenden heissen Teile von wärmeisolierenden Zwischenräumen umgeben sind, die dazu dienen, die Metallwände auf einer hohen Temperatur zu halten, so dass in diesen vergleichs weisen dünnen Wänden, die den hohen Temperaturen standhalten sollen, nur ein, sehr geringer Temperatur gradient auftreten kann. Diese isolierenden Zwischen räume verhindern ferner, dass zuviel Wärme nach aussen abströmt.
Es ist somit nicht die Aufgabe des ausserhalb der isolierenden Zwischenräume zirku lierenden Kühlmittels, die heissen Teile abzukühlen, sondern nur diejenige Wärme abzuführen, die durch die isolierenden Zwischenräume hindurch von den heissen Teilen nach aussen gelangt, bevor sie die dicken äussern, dem hohen Druck standhaltenden Wandungen erreicht.
Es ist entsprechend aus Fig. 2 zu ersehen, dass das äussere Leitungsstück 12 und das innere Ge häuse 2 von dem entspannten Antriebsmedium um geben ist, welches bei normalem Betrieb eine Tempe ratur von ungefähr 426 C besitzt, während die Innenflächen dieser relativ dicken Teile von dem Kühldampf bespült werden, der eine Temperatur von ungefähr 515 C besitzt. Die Temperaturdiffe renz der dem hohen Druck widerstehenden Teile des Leitungsstückes 12 und des innern Gehäuses 2 be trägt somit höchstens 89 C.
Da der Temperatur abfall in den dicken Teilen durch die beschriebenen Massnahmen sehr klein gehalten wird, ist auch die Lebensdauer der betroffenen Teile wesentlich ver längert, diese können somit auch aus ferritischen Legierungen, hergestellt sein, die den Anforderungen bei heissen Temperaturen durchaus gewachsen ist.
Der vergleichsweise kalte entspannte Dampf in der Kammer 5 umströmt ferner den Teil 2c des innern Gehäuses 2 und fliesst radial zwischen dem rechten Ende dieses Gehäuses 2 und dem benach barten äussern Gehäuseteil 1h nach innen, so dass dieser kalte Dampf zu den Wellendichtungen 1 f gelangt, wie von dem Pfeil 50 in Fig. 1 angezeigt wird. Dieser Durchfluss ist deswegen notwendig, damit auch diese Dichtungsorgane kalt gehalten werden.
Ein Teil dieses kühlenden Dampfes fliesst durch die Leitung 6e ab, wie durch den Pfeil 51 an gezeigt ist, während der übrige Teil des Dampfes durch die letzten Dichtungsorgane und anschliessend durch die Leitung 6 f abfliesst, wie durch den Pfeil 52 angezeigt ist.
In ähnlicher Weise fliesst entspanntes Antriebs medium auf der linken Seite durch die Abdichtungs elemente l d, von wo aus wieder ein Teil des Dampfes durch eine Leitung 6c nach aussen entweicht, wäh rend der Rest durch die übrigen Abdichtungen fliesst und von hier durch die Leitung<I>6b</I> abströmt, wie durch diejenigen Pfeile an der linken Seite angezeigt ist. Der aus den Leitungen<B>6e,</B> 6e entweichende rela tiv kühle Dampf kann jedbch für solche Einrichtun gen durchaus noch verwendet werden,- die Dampf dieser Temperatur und dieses Druckes benötigen, so beispielsweise für Wassererhitzer oder für eine weitere Turbine, die bei entsprechend niedrigerem Druck arbeitet.
Ebenso kann auch der von den Leitungen 6b, 6f abströmende Dampf zusammen geführt und an einen Wassererhitzer oder einen an dern Verbraucher weitergeleitet werden. Auch die restlichen Abdichtungen 1c, <B>1-</B> werden von der innern Seite her vom Dampf durchströmt, während durch die andere, äussere Seite Pressluft einströmt. Die Leitungen 6a, 6g werden daher zweckmässiger weise mit einem Kondensator verbunden (nicht dar gestellt), welcher unter Vakuum gehalten wird, um Dampf und Luft abzusaugen.
Ferner ist noch zu bemerken, dass der noch auf einer relativ hohen Temperatur befindliche Kühl dampf, der durch die Dichtungen 1 e strömt, durch die Leitung 6d abgeführt wird, so dass er die nach folgenden Abdichtungen 1f, lg nicht erreichen und auch nicht überhitzen kann. von grössenordnungsmässig dem gleichen Druck wie dem des Treibmittels nach der ersten Stufe vorhan den sind.
UNTERANSPRÜCHE 1. Dampfturbine nach Patentanspruch, dadurch gekennzeichnet, dass der Druck des Kühldampfes am Einlass ins Kühlsystem grösser ist als der Treib mitteldruck nach der ersten Turbinenstufe, und dass im Zwischenmantelsystem Öffnungen (49) vorge sehen sind, um eine Verbindung vom von Kühldampf durchströmten Zwischenraum zum Zwischenraum (42d-48d) für stagnierenden Dampf herzustellen.
2. Dampfturbine nach Patentanspruch, dadurch gekennzeichnet, dass im Zwischenmantelsystem mehrere im axialen Abstand voneinander an einem Zwischenzylinder (41) angeordnete Ringrippen 41a bis 41f) und axial zwischen diesen Ringrippen jeweils mindestens ein gebogenes Schirmblech (42a-48a; 42b-48b) vorhanden sind, wobei dieses Schirm blech zwischen sich und der Aussenwandung des Wandeinsatzes (3a-3d) ein oder mehrere koaxiale Zwischenräume (42c-48c;
42d-48d) für stagnie renden Dampf und zwischen sich und der Innen wandung des Zwischenzylinders (41) einen ko axialen, vom Kühlmittel im Gegenstrom zum Treib mittel durchströmten Zwischenraum (42e-48e), dem das Kühlmittel durch einen Längsdurchlass (40) zugeleitet wird, bildet, und wobei die durch die Ring rippen gebildeten einzelnen Abteilungen des Kühl mitteldurchlassraumes (42e-48e) durch die Rin rippen an alternierend gegeneinander um 90 ver setzten Stellen durchsetzende Durchlassöffnungen (42g-47g) untereinander verbunden sind.
3. Dampfturbine nach Patentanspruch, dadurch gekennzeichnet, dass der verbrauchte Kühldampf über eine mit dem Treibdampf-Einlassleitungssystem (4) in Verbindung stehende Kammer (34c) in den Treibdampfstrom zurückgeleitet wird.
4. Dampfturbine nach Patentanspruch, bei der das Treibdampf-Einlassleitungssystem eine dünnwan dige hochwarmfeste Innenleitung und eine dick wandige Aussenleitung aufweist, und in dem Raum zwischen beiden Leitungen Kühldampf fliesst, da durch gekennzeichnet, dass im Abstand zwischen der Innenleitung (14) und der Aussenleitung (12) ein dünnwandiger Zwischenmantel (13) angeordnet ist, wobei zwischen Innenleitung und Zwischenmantel Zwischenräume (19a) für Kühldampf und zwischen Zwischenmantel und Aussenleitung ein schrauben- linienförmig gewundener Durchlass für den Kühl dampf vorgesehen sind.
5. Dampfturbine nach Unteranspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass ein Teil des für die Kühlung des Treibdampf-Einlassleitungssystems (4) verwen deten Kühldampfes ersten Schaufelrädern (7a-7d) und der ersten Wellendichtung (1 e) des Turbinen rotors (7) zu Kühlzwecken zugeleitet wird.
Ultra-high pressure superheated steam turbine The present invention relates to an ultra-high pressure superheated steam turbine which can be operated with steam which is substantially above the critical pressure and the critical temperature of water. In particular, the invention relates to the mechanical construction of a turbine that allows the use of such high pressures and temperatures.
The endeavor to achieve ever better thermal efficiency in heat engines has ultimately led to steam turbines that are operated with steam at supercritical pressure. For water, the critical temperature is 374 C and the critical pressure is 225.4 atmospheres.
It has been found that in order to achieve an efficiency that is worth the effort, pressures between 233 and 333 atmospheres have to be used. The turbine on which the invention is based was developed, for example, for a working pressure of 300 atmospheres and an initial temperature of 62 lC.
For operation under such extreme pressure and temperature conditions, the greatest care must be taken with the mechanical structure and the selection of suitable materials.
In connection with a system for similarly high temperatures, it has already been established earlier that separate organs for absorbing the temperature or pressure are desirable. The hot parts can then be made of temperature-resistant material with a thin cross-section, in which case these parts are exposed to little or no pressure difference, while a cooled wall or wall at a lower temperature must withstand the pressure.
Such an arrangement is of great importance because alloys resistant to high temperatures are extremely expensive and difficult to machine, and they only have a lower strength and a higher thermal expansion coefficient than the steel alloys for lower temperatures, which are common in turbines be used. The high coefficient of thermal expansion requires special arrangements for mutual free thermal expansion of interacting parts if, on the one hand, excessive material stress is to be avoided and, on the other hand, the clear spaces between parts moving relative to one another should not fall below a safety minimum.
The present invention relates to an ultra-high pressure hot steam turbine with a wall insert provided for the first stages, exposed to the highest tempera tures and pressures, with a cooled, relatively thick-walled inner housing that surrounds this insert and made of material resistant to pressure at low temperatures and with a intermediate jacket system arranged between the wall insert and the inner housing, characterized in that between the intermediate jacket system and the wall insert there is an intermediate space for stagnant steam of approximately the same pressure as that of the propellant behind the first stage,
and between the intermediate jacket system and the inner housing there is an intermediate space for circulating cooling steam of the order of magnitude of the same pressure as that of the propellant after the first stage.
In the accompanying drawings, an exemplary embodiment of the subject matter of the invention is shown. Of the drawings: Fig. 1 shows a side view of a turbine for operation at supercritical pressure, partly in section, Fig. 2 shows an enlarged partial view of the depiction of Fig. 1 with the inflow line system and the parts of the turbine that have the highest pressure Fig. 3 is a perspective view of a portion of the high pressure inner casing, partially in section to show the cooling flow rates.
4 shows a cross section through the illustration of FIG. 1 along the line 4-4 with the connec tion of the inner and outer housing, FIG. 5 shows a further cross section through the illustration of FIG. 1 along the line 5-5 with white Further details of the housing design.
The principle of the turbine described is basically that the parts that are exposed to high temperatures have a small cross section, these parts are arranged so that they can expand or contract freely depending on the prevailing temperature and of a medium are surrounded, which has a pressure of the same order of magnitude as that which prevails within these parts. The intermediate medium insulates the parts exposed to the high temperature in order to keep the temperature gradient small.
The parts that absorb the relatively high pressure are also cooled, so that the temperature gradient is also reduced in the thick-walled parts. In this way, the hot parts are kept at their favorable working temperature without a substantial temperature gradient occurring between the boundary surfaces of these parts, which could cause thermal fatigue >> of these parts, while the pressure-loaded parts are kept at a temperature, which corresponds to the permissible for the material used, the temperature gradient thus reduced in turn increasing the operational safety and service life of these parts.
Fig. 1 now shows in detail a turbine which is suitable for extremely high pressures. It has a substantially spherical outer housing 1 and an inner housing 2, serving as a time blade carrier, which carries a wall insert 3a-3d on its inside for the high pressure stages. The propellant inlet line system, which directs the propellant through the outer housing 1 and the inner housing 2 into the interior of the wall insert, is to be designated generally by 4.
The outer housing 1 is spherical so that it can withstand the pressure difference to which it is exposed during operation. Since the pressure in the chamber 5, which is formed by the outer housing 1 and the inner housing 2, is in the order of magnitude of 84.3 atmospheres at a temperature of approximately 426 C, the outer housing can be made of ordinary housing steel which is comparatively cheap, easy to work with and is quite able to withstand temperatures of this order of magnitude. From Fig. 1 it can also be seen that the outer housing bearing 1 a and 1 b and seals <I> l c, <B> l d, </B> </I> 1j, 1g for the shaft.
The inner case 2 has a seal 1e. These seals can be designed according to conventional principles. The leakage lines, which are shown at 6a, <I> 6b, 6c, </I> <I> 6d, 6e, </I> 6f, 6g, are of some importance here. The further use of the medium flowing through the seals and through these lines is explained in more detail below in the description.
The turbine rotor, generally designated 7, has the bearings and seals correspond to the counterparts and several paddle wheels 7a to 7k, which are Herge with the rotor in one piece. Each paddle wheel has a number of blades at its start, which represent the energy on supporting parts in the flow path of the drive medium. Between two adjacent paddle wheels there is an annular seal, two of which are labeled 8a and 8b.
The outer housing 1 consists of an upper and a lower half lm, 1n, which are screwed together by a series of bolts 1p on a horizontal flange connection. The details of this are shown in FIGS. The inner housing 2 also consists of an upper and a lower half <I> 2j, 2k, </I> which are connected to one another by studs 2p.
The wall insert consists of several rings <I> 3a, 3b, 3c, 3d, </I> which are resistant to high temperatures and consist of austenitic alloys. Each ring consists of two halves which are connected to one another by studs 3p at the center plane. As shown in Fig. 4 is Darge. The individual rings 3a-3d are connected to one another by flanges reaching behind and thus form the coherent insert. A connection point is shown on a larger scale in FIG.
It can be seen here that the ring 3d has a projection 3e which protrudes in the axial direction and which is adjoined by an annular flange 3f which forms an annular groove 3g. The adjacent ring 3c has a corresponding part with a groove 3h and a flange <B> 31. </B> Between the flange 3i and the groove 3g, a small space 3j remains free, while the other two interacting parts 3f, 3h leave a similar space 3k free.
It can now be seen that when assembling the insert, a ring half 3a is first placed in the lower half of the inner housing 2 and then inserted into the ring half 3b, the flange parts engaging with one another as shown in FIG. 2a. The following ring halves 3c and 3d are arranged similarly. In the same way, the upper ring halves 3a-3d are assembled to form the upper insert part 3u.
After the upper insert part 3u has been lowered onto the lower insert part 3e (FIG. 4), the studs 3p are used to screw the ring halves 3a, 3b, 3c and 3d together. If the assembly has taken place in this way, the adjacent rings can expand and contract radially as a result of the gaps <I> 3j, 3k </I> (Fig. <I> 2a) </I>, depending on the temperature changes without higher stresses occurring at the contact points between two adjacent rings.
As a result of the expansion of the steam, a temperature drop occurs when it flows through the rings <I> 3a, 3b, <B> 3e, </B> 3d </I> one after the other from the inflow end of the insert, so that each ring is in the same order works at a lower temperature than the previous one. With this training, each ring can assume a temperature that corresponds to the steam flowing through. Changes in the temperature of the steam during operation also have no detrimental effect, since the temperature gradient in a ring cannot be too great.
The inner housing 2 is supported by the outer housing 1 by means which are partially shown in FIG. The attachment consists of a radially projecting housing part 2a, at the outermost end of which there is a sliding bolt 2b with a quadra table or rectangular cross-section. The outer housing has a thickening 9 (for easier production) with a tubular inner piece 9a, which contains a recess in the form of an axial bolt guide 9b, which can take the bolt 2b. The outer end of this thickening 9 can be covered by an end plate 9c.
It can be seen that this bolt guide arrangement centers the left half of the inner housing 2, the bolt being able to move longitudinally when the temperature of the inner housing 2 changes.
On the right-hand side of the inner housing 2, a corresponding wedge-groove guide is provided with a radially extending groove 10 a, which is formed on a projection 10 at the end of the inner housing 2. The counterpart that works together with this groove consists of the fitted wedge 10b, which is rigidly connected to the outer housing or consists of one piece with it. For better centering of the inner housing 2, which is composed of the two halves, in the outer housing 1, three or more corresponding arrangements such as 2b, 9b or 10a and 10b can be provided.
Furthermore, the inner housing 2 is supported on brackets 1 j which run ver in the horizontal connecting flange of the outermost housing, as can be seen in FIG.
To secure against longitudinal displacement of the inner housing 2, an interlocking joint is provided which runs in the transverse plane containing the inflow line 4, as shown in detail in FIG. 1 and in more detail in FIG. The flanges of the inner housing 2 terminate here in ribs <I> 2h, </I> 21, which form a joint for the projection <I> Ir </I>. This projection is formed from an inner reinforcement ls, which is located on the horizontal flange connection of the outer housing 1.
In this way, the inner housing 2 is held in the outer housing on the right side. The fixation shown allows a longitudinal expansion to the left, depending on how the temperature of the inner housing changes.
The parts carrying the guide vanes for the rear expansion stages in the inner housing 2 consist of annular bodies of conventional design, as shown at l 1a-11 f. Each ring body consists of two halves which are connected to one another in a plane running horizontally through the axis. The ring bodies are held by circular grooves in the inner housing 2, as can be seen in FIG. When the propellant reaches this part of the turbine, its temperature and pressure have already decreased so much that, as can be seen, constructions can be used that were previously used in turbine construction.
The propellant inlet line system 4- consists of a thicker outer line part 12, a spacer tube 13 and an inner flow tube 14 which is suitable for high temperatures. The details of this inlet line system can best be seen from the illustration in FIG.
The outer line piece 12 has a large wall thickness to absorb the pressure forces and can be made of normal ferritic steel (preferably malleable steel), since it is protected from high temperatures. In the turbine described, however, this part was made from an austenitic alloy suitable for high temperatures. At the upper end of the line piece 12 is provided with a thick circumferential flange 15 which is connected to a reinforced part 16 of the housing 1 by means of a plurality of screw bolts 17.
Between the flange 15 and the screw heads 17a there is an annular intermediate piece 17b whose function is to evenly distribute the force exerted by the screws on the flange 15. At the same time, this annular intermediate piece allows the use of long screw bolts that are tightened when they are warm so that the tightness of the connection is increased when the bolts cool down. The upper end of the line section 12 is welded to the steam inflow line 18 at 12a.
As can be seen in Fig. 2, this inflow line 18 forms an inner end 18a which is welded to the upper end of the inner high-temperature line 14, while the stronger outer line piece 12 and the inner line 14 form an annular chamber in which the mentioned spacer tube 13 is located.
This spacer tube 13 fulfills two functions. It initially has several concentric ribs on the inside, separated from one another in the axial direction, as shown by the dashed lines at 19. These annular and parallel ribs form several insulating spaces 19a, the task of which is to reduce the heat flow from the very hot inner flow line 14 to the outside, whereby the temperature gradient in the wall of this line 14 is reduced to a minimum.
The outer surface of the intermediate piece 13 has a helical rib 20, which thus forms a helical passage for cooling steam, which passes into this passage in a manner that is still to be explained.
In FIG. 1 it can be seen that the flange 15 has a radially gnawing channel 15a at one point on its circumference, through which a relatively cold steam is supplied through a line 21. This line 21 has an enlarging end part 21a which is welded to the flange 15, as can be seen in FIG. A thin-walled tube, <I> 21b </I> is located in the radial channel of the flange 15 and is welded to the end part 21a of the line or made in one piece with it. This thin-walled tube leaves a small space 22 free, which prevents heat from being dissipated from the hot flange 15 to the line 21.
The innermost end of the conduit 21b has a thickened portion 21c which is in contact with the bore in the flange 15 so as to maintain the clearance 22. As shown in FIG. It is important that the heat transfer between the cooling line 2 and the flange 15 is kept as small as possible so that the inflowing coolant does not cause local cooling of the massive flange 15. It should be noted that any disturbance of the temperature equilibrium on the circumference of the massive flange nest 15 involves the risk of breakage.
So that only symmetrical temperature distributions occur in the various parts, the line 21 b guides the cooling medium into an annular recess 23 which is located in the bore of the flange 15. The ring-shaped recess thus also serves as a distribution chamber which guides the cooling medium evenly around the spacer tube 13 into the helical cooling passage 20a.
The purpose of using the helical cooling passage 20a is thus that a uniform temperature distribution is formed on the circumference of the outer pipe section. According to current technical knowledge, it is extremely difficult, if not impossible, to provide longitudinal parallel cooling passages between the hot inner line 14 and the colder outer guide ring 12, in which uniform cooling occurs in all of these parallel passages.
By using a single helical passage, however, complete equality of temperature distribution on the circumference of the hot inflow line is ensured. Of course, the temperature of the coolant increases the further it descends through the helical passage 20a. The lower end of the outer line part 12 is taken up by the part 2c of the inner housing. The vapor seal is achieved by several sealing rings, as shown at 2d.
The mechanical details of this seal are irrelevant here, but the construction can be used as described in US Pat. No. 2,649,315. The construction mentioned allows a radial thermal expansion between the line 12 and the part 2e, at the same time a transverse displacement is possible in that the sealing rings adjacent to the line 12 are displaceable. This is necessary because the different thermal expansion in the longitudinal direction between the outer housing 1 and the inner housing 2 must be taken into account.
From Figure 2 it can also be seen that the lower end of the high-temperature flow tube 14 expands at 24 so that the adjoining end piece 25 of a further inflow line can be added, this inflow line with the nozzle chamber 26 consists of one piece or fixed with it connected is. The nozzle chamber 26 extends over approximately 90 of the circumference, so that only the fourth part of the circumference of the impeller 7a is fed by the nozzles 27 of a chamber.
Several of these line systems and nozzle chambers can therefore be provided. In the present case, there are four inlet line systems and nozzle chambers, two of which are arranged on each housing half, so that they are evenly distributed around the circumference.
The nozzle chamber 26 is surrounded via an intermediate space by an enclosure 28, the upper end of which is held in a groove 28a in the inner Ge housing 2, and which engages in a further groove 28b of the nozzle chamber 26.
From Fig.? _ It can also be seen that the shaft seals 1 e are held in an annular part 29, this part being anchored in a groove in the inner housing 2. The thrust acting radially inward on the nozzle chamber 26, which is caused by the pressure of the propellant, is transmitted through a projection 26a to the lower wall of the socket 28, from where it is transferred to the outer surface of the part 29 via a further projection 28c becomes. The enclosure 28 is separated from the adjacent sealing part 29 and from the inner housing 2 by an intermediate space, so that a passage 30 for a coolant is created.
Between the nozzle chamber 26 and the surrounding enclosure 28 there is a thin intermediate wall 31 which divides the intermediate space into an outer insulating space 31a and an inner space 31b containing stagnant steam.
It can also be seen in FIG. 2 that the upper end of the inflow line 25 to the nozzle chamber is arranged in the widened end part 24 of the line 14, the seal being formed by a plurality of sliding rings, as shown at 32. This seal can be designed similarly to the one at 2d. The end part 24 of the supply line 14 is surrounded by a cylindrical pot 33 which is held in a bulge in the inner housing 2. In the central opening at the lower end of this pot 33 is the upper end of a heat shield 34 which forms a structural unit with the upper end of the enclosure 28 or is firmly connected to it.
The upper end of the pot 33 surrounds the widened end 24 of the flow line 14, the seal between these parts being achieved by two sealing rings 35. It should also be noted that the lower end of the spacer tube 13 has a conical extension 13a, the lower end of which surrounds the upper end of the cylindrical pot 33 at a certain distance. This pot 33 provides a passage for the coolant, which will be described in detail below ben.
The cooling steam can be obtained from any suitable source, for example from anywhere in the steam generator. The steam can preferably be taken from the outlet of the steam generator and then cooled by injecting water. The ge long-term cooling steam is z. B. introduced into the line 21 at a temperature of the order of magnitude of 515 C, with a pressure that is slightly above the pressure after the first stage, that is, the pressure that the drive medium has after leaving the paddle wheel 7a. In the present case the pressure is in the order of magnitude of 260 at, the pressure after the first stage corresponding to 253 at.
The cooling steam flow is regulated by the valve 21e in FIG. 1. The amount of coolant used is further limited by a nozzle shown at 21f. The valve 21e is of course set so that only the minimum amount of cooling steam flows in, which can just fulfill the necessary function of temperature control, since the cooling steam means a thermal loss for the entire system. From the later description, however, it can be seen that this cooling steam can be used in later stages, so that cooling steam extraction is not an exclusive loss.
With reference to Fig. 2, the path of the cooling steam is now to be followed in the inlet line system. The cooling steam flows through the inner tube 216 into the annular recess 23 in the flange 15 and then into the helical passage 20a. Most of the coolant now flows downwards along this passage 20a, while a small part flows upwards along the helical passage 13 and from there into the insulating spaces 19a which form the line 14 with the annular ribs 19.
Access to the chambers 19a is indicated by the arrow 206 at the upper end of the spacer 13. At the lower end of the spacer 13, the cooling flow is deflected through the conical part 13 a outwardly into the annular space 3 b, which is formed by the cylindrical pot 33 and the inner housing 2. From this inter mediate space, the coolant flows through several passages 36 to a further annular chamber 34 a, which is formed by the upper end of the enclosure 28.
From this annular chamber 34a the coolant now flows through the passages 37, which are drilled through the upper end of the enclosure 28, into the chamber 30. At the lower left end of the enclosure 28 is an annular cover part 28d, which the flow of the chamber 30 deflects radially inwardly across the surface of the part 29 carrying the shaft seals. Part of the coolant now flows outwards over the shaft seals 1e, with which these parts are also cooled. From the right end of the seals 1e, this part of the agent now flows through the line 6d.
The other part of the cooling medium flows radially outward between the wall 28d and the first paddle wheel 7a and then passes the wheel through several holes 7m in the axial direction. The coolant now flows radially inwards along the other side of the blade wheel 7a, flows through the first shaft seal 8a, then again radially outwards and through the axial flows in the second blade wheel 7b, then again through the shaft seal 8b, then through similar passages in the wheel 7c, through shaft seal 8e, wheel 7d and seal 8d, as indicated by the arrows in FIG.
It should be noted that the first four vane wheels 7a-7d have projections over the entire circumference which form annular sealing strips, as shown at 7n in FIG. These projections leave only very narrow, radial gaps to the neighboring peripheral parts of the guide vane rings free, so that only minimal amounts of the coolant vapor can flow into the main stream of the motive steam, which flows through the rotor blades and the guide vanes. In this way, the coolant can only flow through the flow path described above along the rotor and through the impellers.
If the coolant has now reached the impeller 7e, it is so strongly heated that it can hardly bring about any further cooling. On the other hand, the temperature of the motive steam has now dropped so far that the wheel 7e and the following wheels do not require any further cooling. Correspondingly, the wheels no longer have any protrusions, so that from this point on, the cooling steam can mix with the motive steam, as can be seen from the arrows that show the direction of flow.
In this way, part of the energy of the cooling steam is still used in the following blade wheels, whereby the energy loss caused by the removal of the coolant is reduced. The cooling system for the inlet pipe system, however, is designed in such a way that the drive medium cannot mix with the coolant.
In detail, this is achieved in that the drive medium, which should penetrate from the line 14 through the sealing rings 32, flows downward between the inflow line 25 of the nozzle chamber and the heat shield 34 and then passes through an opening 34b into the chamber 34c, which between the Düsenkam mer 26 and the adjacent part of the inner housing 2 Ge. However, this chamber is in free communication with the chamber in which the first rotor blades run, so that the drive medium that reaches the chamber 34c flows directly to the guide vanes of the first guide vane ring 3a.
It can be seen that the coolant which penetrates into the space between the conical part 13a of the spacer tube 13 and the widened end part 24 of the flow tube 14 has access to the insulating spaces 19a which lie between the parallel annular ribs 19 . It should be pointed out that these ribs are not intended to form a liquid-tight connection with the outer surface of the inner supply pipe 14, so that the pressure of the medium between the various insulating spaces 19a is equalized. During normal operation, the pressure in these is isolating.
Clearances substantially equal to the pressure of the coolant flowing in the helical passage 20n. Since there is therefore no pressure difference at the spacer tube 13, it can be produced with a very small cross section.
The construction of the cooling system for wall use with the guide vane rings 3a-3d, which are designed for high temperatures, can be seen from the following.
The coolant flows from the annular chamber 34a in FIG. 2 through a channel 34d in the upper part of the enclosure 28 into a chamber 38 which lies between the adjacent parts of the enclosure 28 and the inner housing 2, whereupon it passes through a channel 39 in the Inside the housing 2 flows into an elongated chamber 40. The amount and the pressure of the coolant flowing through is determined by a diaphragm 38a which is expediently arranged at the entrance of the channel 39. The diaphragm is dimensioned so that the pressure in the chamber 40 is of the order of 257 atmospheres.
It should be noted that the elongated chamber 40 in the inner housing 2 lies on the horizontally extending flange connection which connects the two halves of this housing to one another. In order to show all parts of the coolant path in one figure, the chamber 40 in FIG. 2 has been rotated in the vertical plane. The actual arrangement can be found in the perspective illustration in FIG. 3, however.
3 shows part of the horizontal flange connection of the inner housing 2, with some parts broken away, with part of the upper housing <I> 2j, </I> the lower housing <I> 2k, </I> and the parting plane, which is designated by 2f. The illustration also shows part of the protruding part. Flange of the insert ring 3d, through which it is held in. The inner half 2k of the inner housing 2 ge.
Used for fastening. a rectangular wedge 3e, which is located between the lower surface of the annular flange 3d and a horizontal support 2g, which is formed in the lower half 2k of the inner housing (see also FIG. 4). During assembly, a temporary wedge is inserted, the insert ring part 3d is attached and; brought into the correct position with respect to the inner housing. The final wedge is now processed in such a way that, after its installation, as shown at 3e in FIGS. 3 and 4, it holds the insert ring 3d in a coaxial position with respect to the inner housing 2.
Both the upper and lower halves of the inner housing 2 contain chambers corresponding to the chambers shown at 38 in FIG. 2, and flow rates corresponding to the flow rates shown at 39. The coolant coming from the upper half now flows through channel 39a in FIG. 3, so that the coolant coming from both the upper and lower half of the housing enters the same elongated coolant chamber 40.
From the comparison of FIGS. 2 and 3 it can be seen that the chamber 40 is formed by an elongated recess in the lower flange 2e of the inner housing 2, the recess being covered by a thin plate 40a. The flange of the insert ring 3d also has an elongated recess 3f which is covered by a plate 3g.
The resulting chamber 3 f is not a coolant channel, but an intermediate space for thermal insulation that prevents the heat transfer from the comparatively hot flange to the cooling medium in the chamber 40. It can also be seen from FIG. 3 that the two cover plates 40a and 3g form an intermediate space 3h for further insulation. There is thus a double thermal resistance between the hot flange and the coolant in the chamber 40.
The coolant from the far left end of the chamber 40 flows through an opening 40b to a vertical channel 40e which is drilled into the adjacent parts of the upper and lower housing halves 2j and 2k. The lower end of the channel 40e communicates with a bore 40d in communication, which guides the coolant to a 90 segment of the lower housing half. The upper end of the channel 40c directs the coolant to a similar passage in the upper housing half 2j.
From the comparison of FIGS. 2 and 3 it can also be seen how the coolant coming from the chamber 40 flows back along the inside of an intermediate jacket system 3. From FIG. 2 it can be seen that an intermediate wall 41 has a plurality of inwardly projecting annular ribs 41a, 41b, etc., spaced apart in the axial direction of the turbine. These ribs contain grooves which receive the edges of two parallel shield plates <I> 42a, 42b </I>. The shield plates form a heat-insulating space 42c.
Another interspace 42d, through which there is no flow, lies between the inner shielding plate 42b and the adjacent outer surface of the insert ring 3d (FIG. 2). The coolant path now leads between the outer shielding plate 42a and the intermediate wall 41, as shown at 42e in FIG. Here, too, the coolant passage 42e is separated from the hot insert ring 3d by two heat-insulating chambers 42e, 42d.
From Figure 3 it can be seen that the coolant flows through the bore 40d into the arcuate passage 42e, where it flows along the circumference, as indicated by the arrows 42f, to a point at the lower end of the 90 segment. At this point, the annular rib 41a has one or more openings 42g which guide the coolant to the adjacent quarter-circle passage 43e, which is formed by the outer shield plate 43a.
In this passage the coolant flows back up to the horizontal flange connection, as shown by the arrows 43f. At the upper end of the passage 43e, the ring rib 41b has one or more openings 43g which lead the coolant to the next arcuate passage 44e.
From here the coolant again flows downwards, through axial openings in the rib 41c into the next arcuate passage 45e (FIG. 2) and in the same way through the openings in the following ribs 41d, 41e, 41f > as well as the corresponding arcuate passages 46e, 47e, 48e.
In order to now supply the coolant to the flow path of the propellant of the turbine, the last two shield plates 48a, 48b have a series of openings 49 which allow the coolant to flow to the annular chamber 34c (FIG. 2), from where it flows into propellant channels in the first Insert ring 3a arrives, as shown by the arrows in FIG. In this way, the heat absorbed during cooling is fed back into the working process of the turbine so that it is at least partially used.
The arrangement is such that the lowest temperature of the coolant occurs at the colder 'end of the wall insert 3, so that the coolant and the drive medium are in heat exchange according to the countercurrent principle.
It should be noted that the dimensioning of the cooling passages and the size of the diaphragm 38a are chosen such that the pressure of the coolant to which the outer surfaces of the insert rings 3a-3d are exposed acts to press the corresponding ring halves radially inward and thereby to keep the rear-engaging flanges 3f, 3i (in Fig. 2a) in firm engagement.
In this context, it should be noted that the coolant flowing out of the openings 49 has free access to the spaces 42, d, 43d to 48d which are otherwise not flowed through and which are between the inner shielding 42b, 43b -48b and the outer surfaces of the insert rings 3a - 3d are located. In this way, the same pressure acts on the outer surfaces of all insert rings 3a-3d, although the coolant flow does not flow through these intermediate spaces.
Since the coolant now has a pressure that is slightly above the pressure that prevails after the first stage, a resulting force is created on the insert rings, which tries to hold them together. This means, however, that if any leak should occur between two adjacent rings, the coolant would flow to the inside more than the propellant to the outside through this leak. However, this prevents the hot drive medium from being able to flow radially outward to the cooled parts of the inner housing 2.
In the propellant inlet line system 4 and in the inner housing 2, the cooling system is designed in such a way that the hot parts further inside are surrounded by heat-insulating spaces that serve to keep the metal walls at a high temperature, so that in these comparatively thin walls that to withstand the high temperatures, only a very low temperature gradient can occur. These insulating spaces also prevent too much heat from escaping to the outside.
It is therefore not the task of the coolant circulating outside the insulating interstices to cool the hot parts, but only to dissipate the heat that gets through the insulating interstices from the hot parts to the outside before the thick outer ones can withstand the high pressure Walls reached.
It can be seen accordingly from Fig. 2 that the outer line piece 12 and the inner Ge housing 2 is given by the relaxed drive medium, which has a temperature of about 426 C during normal operation, while the inner surfaces of these relatively thick parts of the cooling steam, which has a temperature of about 515 ° C. The temperature difference between the parts of the line section 12 and the inner housing 2 resisting the high pressure is therefore at most 89 C.
Since the temperature drop in the thick parts is kept very small by the measures described, the service life of the parts concerned is significantly extended, so they can also be made of ferritic alloys, which can meet the requirements at hot temperatures.
The comparatively cold relaxed steam in the chamber 5 also flows around the part 2c of the inner housing 2 and flows radially inward between the right end of this housing 2 and the neighboring outer housing part 1h, so that this cold steam reaches the shaft seals 1f, as indicated by arrow 50 in FIG. This flow is necessary so that these sealing organs are also kept cold.
Part of this cooling steam flows off through line 6e, as indicated by arrow 51, while the remaining part of the steam flows through the last sealing elements and then through line 6 f, as indicated by arrow 52.
In a similar way, relaxed drive medium flows on the left side through the sealing elements ld, from where part of the steam escapes to the outside through a line 6c, while the rest flows through the remaining seals and from here through the line <I > 6b </I>, as indicated by those arrows on the left. The relatively cool steam escaping from the lines <B> 6e, </B> 6e can, however, still be used for such facilities - which require steam at this temperature and pressure, for example for water heaters or for another turbine, which works at a correspondingly lower pressure.
Likewise, the steam flowing out of the lines 6b, 6f can also be brought together and passed on to a water heater or another consumer. Steam also flows through the remaining seals 1c, <B> 1- </B> from the inner side, while compressed air flows in through the other, outer side. The lines 6a, 6g are therefore conveniently connected to a condenser (not shown), which is kept under vacuum in order to suck out steam and air.
It should also be noted that the cooling steam, which is still at a relatively high temperature and which flows through the seals 1e, is discharged through the line 6d so that it cannot reach the subsequent seals 1f, 1g and also cannot overheat . of the order of magnitude of the same pressure as that of the propellant after the first stage.
SUBClaims 1. Steam turbine according to claim, characterized in that the pressure of the cooling steam at the inlet into the cooling system is greater than the propellant pressure after the first turbine stage, and that openings (49) are provided in the intermediate jacket system in order to connect the intermediate space through which cooling steam flows to establish space (42d-48d) for stagnant steam.
2. Steam turbine according to claim, characterized in that a plurality of annular ribs 41a to 41f) arranged at an axial distance from one another on an intermediate cylinder (41) and at least one curved shield plate (42a-48a; 42b-48b) axially between these annular ribs are present in the intermediate jacket system , this shield plate between itself and the outer wall of the wall insert (3a-3d) one or more coaxial spaces (42c-48c;
42d-48d) for stagnant steam and between itself and the inner wall of the intermediate cylinder (41) a coaxial intermediate space (42e-48e) through which the coolant flows in countercurrent to the propellant and to which the coolant is fed through a longitudinal passage (40) , forms, and the individual compartments of the coolant passage space (42e-48e) formed by the ring ribs are connected to one another by means of the Rin ribs at passage openings (42g-47g) which penetrate each other by 90 different points.
3. Steam turbine according to claim, characterized in that the used cooling steam is fed back into the motive steam flow via a chamber (34c) connected to the motive steam inlet line system (4).
4. Steam turbine according to claim, in which the motive steam inlet line system has a thin-walled high-temperature-resistant inner line and a thick-walled outer line, and cooling steam flows in the space between the two lines, characterized in that the distance between the inner line (14) and the outer line (12) a thin-walled intermediate jacket (13) is arranged, with spaces (19a) for cooling steam being provided between the inner line and the intermediate jacket and a helically wound passage for the cooling steam being provided between the intermediate jacket and the outer pipe.
5. Steam turbine according to dependent claim 4, characterized in that part of the cooling steam used for cooling the motive steam inlet line system (4) first paddle wheels (7a-7d) and the first shaft seal (1e) of the turbine rotor (7) for cooling purposes is forwarded.