DE102015220618A1

DE102015220618A1 - Kraftwerksstrang

Info

Publication number: DE102015220618A1
Application number: DE102015220618.1A
Authority: DE
Inventors: Michael Hald
Original assignee: Voith Patent GmbH
Current assignee: Voith Patent GmbH
Priority date: 2015-10-22
Filing date: 2015-10-22
Publication date: 2017-04-27
Also published as: CN206487512U; CN106884686A; CN106884686B

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Kraftwerksstrang – mit einer mit einer konstanten Drehzahl umlaufenden Dampfturbine (2) und/oder Gasturbine zum Antrieb eines elektrischen Generators (3); – mit einer drehzahlvariablen Pumpe zum Fördern und/oder Verdichten eines Arbeitsmediums zum Antrieb und/oder zur Prozessversorgung der Dampfturbine (2) und/oder der Gasturbine oder zum Fördern und/oder Verdichten eines in der Prozessversorgung oder der Gasturbine entstehenden Abgases, wobei die drehzahlvariable Pumpe, insbesondere Kesselspeisepumpe mittels der Dampfturbine (2) und/oder Gasturbine angetrieben wird und – in der Triebverbindung eine als drehzahlregelbares Getriebe (5) ausgeführte Leistungsübertragungsvorrichtung angeordnet ist, umfassend zumindest einen Eingang (E), einen Ausgang (A) und eine Leistungsverzweigung mit zumindest einem ersten Leistungszweig (6) und einem zweiten hydrodynamischen Leistungszweig (7), wobei mittels des hydrodynamischen Leistungszweigs (7) Antriebsleistung über eine hydrodynamische Kupplung oder einen hydrodynamischen Wandler (18) vom ersten Leistungszweig (6) abgezweigt wird und mittels eines Überlagerungsgetriebes (8) dem ersten Leistungszweig (6) getriebeausgangsseitig drehzahlvariabel wieder zugeführt wird. Die erfindungsgemäße Lösung ist dadurch gekennzeichnet, dass die Dampfturbine (2) und/oder die Gasturbine mit der Leistungsübertragungsvorrichtung über eine Verbindungseinrichtung (9) mit axialem Längenausgleich (10) verbunden ist.

Description

Die Erfindung betrifft einen Kraftwerksstrang, im Einzelnen mit den Merkmalen aus dem Oberbegriff von Anspruch 1.
Ein derartiger Kraftwerksstrang ist in der Druckschrift WO2011/124322 A2 beschrieben. Dieser weist eine Dampfturbine und/oder eine Gasturbine zum Antrieb eines elektrischen Generators auf, welcher durch diese eine oder mehrere Dampfturbinen und/oder Gasturbinen angetrieben wird. Die Dampfturbine und/oder die Gasturbine läuft/laufen mit einer konstanten Drehzahl um, damit mittels des elektrischen Generators elektrische Energie mit einer vorgegebenen Hertz-Zahl erzeugt werden kann. Die Dampfturbine und/oder Gasturbine treibt eine drehzahlvariable Pumpe an, weshalb die drehzahlvariable Pumpe mit der Dampf- bzw. Gasturbine mechanisch gekoppelt ist. Die drehzahlvariable Pumpe kann beispielsweise zum Fördern und/oder Verdichten eines Arbeitsmediums zum Antrieb der Dampfturbine und/oder der Gasturbine ausgeführt sein. In einer Ausführung ist die Pumpe eine Kesselspeisepumpe, welche das Arbeitsmedium der Dampfturbine in einer Dampferzeugungseinrichtung fördert. In der Triebverbindung zwischen der drehzahlvariablen Pumpe und der diese antreibenden Dampfturbine und/oder Gasturbine ist ein drehzahlregelbares Getriebe angeordnet, umfassend eine Leistungsverzweigung mit einem mechanischen, insbesondere ausschließlich mechanischen Hauptzweig und einen hydrodynamischen Nebenzweig. Mittels des hydrodynamischen Nebenzweiges wird dabei Antriebsleistung über eine hydrodynamische Kupplung und/oder einen hydrodynamischen Wandler von dem Hauptzweig abgezweigt und mittels eines sich anschließenden Überlagerungsgetriebes getriebeausgangsseitig dem Hauptzweig wieder zugeführt. Um kurze Baulängen des Kraftwerksstranges zu erzielen, ist die Turbine dem drehzahlregelbaren Getriebe unmittelbar vorgeordnet.
Während des Anlaufens wird die Turbine gleichmäßig auf Betriebstemperatur verbracht. Wärmebedingte Ausdehnungen dieser sind die Folge. In Abhängigkeit des Typs und der Einsatzbedingungen kann die Anlaufzeit einer derartigen Turbine bis zu Stunden betragen. Dabei dürfen keine mechanischen Spannungen durch die unterschiedlich starke Wärmeausdehnung einzelner Teile der Turbine und der Anschlusselemente im Kraftwerksstrang entstehen, welche insbesondere zu einer Beeinträchtigung der Funktionsweise und Erhöhung des Verschleißes des der Turbine unmittelbar nachgeordneten drehzahlregelbaren Getriebes führen würden. Eine Verringerung der Wärmeausdehnung der Turbine und der Anschlussbauteile und damit der im Kraftwerksstrang eingebrachten Spannungen kann turbinenseitig durch eine geänderte Materialwahl für die Turbine und die Anschlusselemente erfolgen.
Es ist Aufgabe der Erfindung, einen Kraftwerksstrang der eingangs genannten Art derart weiterzuentwickeln, dass die Triebverbindung zwischen Turbine und drehzahlvariablem Getriebe zum einen den Anforderungen der Kompensation einer überaus hohen Wärmeausdehnung von Teilen der Turbine und Anschlussbauteilen bei gleichzeitig geringer axialer Baulänge des Kraftwerksstranges gerecht wird, ferner sehr einfach und robust gestaltet ist und sich durch eine einfache Montage, eine geringe axiale Länge und geringe Kosten auszeichnet.
Die Lösung dieser Problematik erfolgt mit einem Kraftwerksstrang mit den Merkmalen von Anspruch 1. Vorteilhafte Weiterbildungen und Ausführungen sind in den Unteransprüchen wiedergegeben.
Ein Kraftwerksstrang weist eine mit einer konstanten Drehzahl umlaufende Dampfturbine und/oder Gasturbine zum Antrieb eines elektrischen Generators und eine drehzahlvariable Pumpe auf. Die drehzahlvariable Pumpe dient zum Fördern und/oder Verdichten eines Arbeitsmediums zum Antrieb und/oder zur Prozessversorgung der Dampfturbine und/oder der Gasturbine oder zum Fördern und/oder Verdichten eines in der Prozessversorgung oder der Gasturbine entstehenden Abgases. Die drehzahlvariable Pumpe wird mittels der Dampfturbine und/oder Gasturbine angetrieben. In der Triebverbindung von Turbine und drehzahlvariabler Pumpe ist eine als drehzahlregelbares Getriebe ausgeführte Leistungsübertragungsvorrichtung angeordnet. Die Leistungsübertragungsvorrichtung umfasst zumindest einen Eingang, einen Ausgang und eine Leistungsverzweigung mit zumindest einem ersten Leistungszweig und einem zweiten hydrodynamischen Leistungszweig, wobei mittels des hydrodynamischen Leistungszweigs Antriebsleistung über eine hydrodynamische Kupplung oder einen hydrodynamischen Wandler vom ersten Leistungszweig abgezweigt wird und mittels eines Überlagerungsgetriebes dem ersten Leistungszweig getriebeausgangsseitig drehzahlvariabel wieder zugeführt wird. Der Kraftwerksstrang ist erfindungsgemäß dadurch gekennzeichnet, dass die Dampfturbine und/oder die Gasturbine mit der Leistungsübertragungsvorrichtung über eine Verbindungseinrichtung mit axialem Längenausgleich verbunden sind.
Durch das Vorsehen einer separaten Verbindungseinrichtung mit axialem Längenausgleich können die durch Wärmeausdehnung der Turbine bedingten Spannungen, die ansonsten in die Verbindung zum drehzahlregelbaren Getriebe und in das drehzahlregelbare Getriebe eingetragen werden, auf einfache Art kompensiert werden. Die Verbindungseinrichtung kann als separates Bauteil in einer Standardkonfiguration speziell für einen konkreten Einsatzfall angepasst ausgebildet werden, ohne dass zusätzliche Modifikationen an Turbine und/oder Leistungsübertragungsvorrichtung erforderlich wären.
In einer vorteilhaften Ausbildung ist die Verbindungseinrichtung derart ausgeführt, dass der maximal mögliche axiale Längenausgleich der Verbindungseinrichtung im Bereich von einschließlich 10 bis 50 cm, vorzugsweise 10 bis 30 cm beträgt. Dieser zur Verfügung stehende Bereich wird vor Allem den Anforderungen von Kraftwerksanlagen hoher Leistung gerecht.
Eine einfache, störunanfällige und kostengünstige Ausbildung einer Verbindungseinrichtung ist die Ausführung als Zahnkupplung, insbesondere Bogenzahnkupplung. Die Ausbildung kann als einfache oder aber Doppelzahnkupplung, insbesondere einfache oder Doppel-Bogenzahnkupplung erfolgen. Bei dieser ist ein Trägerelement mit axialer Erstreckung, vorzugsweise in Form einer Trägerhülse vorgesehen, welche zumindest einen Verzahnung tragenden Bereich aufweist, welcher mit einem mit diesem in Eingriff bringbaren Verzahnung tragenden Bereich an zumindest einem Anschlusselement in Eingriff bringbar ist. Vorzugsweise sind zwei derartige Verzahnung tragende Bereiche an den jeweiligen axialen Endbereichen des Trägerelementes vorgesehen, wobei ein erster Verzahnung tragender Bereich mit einem Anschlusselement zur Verbindung mit der Turbine und ein zweiter, eine Verzahnung tragender Bereich mit einem Anschlusselement des drehzahlregelbaren Getriebes, insbesondere des Einganges der Leistungsübertragungsvorrichtung in Wirkverbindung, d.h. Eingriff bringbar ist. Dabei kann es sich je nach Ausbildung der Verzahnungen an den mit Turbine oder drehzahlregelbarem Getriebe koppelbaren oder von diesen gebildeten Anschlusselementen um eine Außen- oder Innenverzahnung handeln. Vorzugsweise ist die als Innenverzahnung ausgebildete Verzahnung in der Regel gerade ausgeführt und die Außenverzahnung nahezu ballig. Dies ermöglicht den Ausgleich von winkligem Wellenversatz, wobei spezielle Balligkeitsformen größere Auslenkwinkel zulassen. Die Doppelzahnkupplung bietet den Vorteil einer Verbindung von Turbine und drehzahlregelbarem Getriebe bei unterschiedlichster Anschlussgeometrie und Dimensionierung dieser an Turbine und drehzahlregelbarem Getriebe über nur eine einzige Verbindungseinrichtung. Der zulässige radiale Wellenversatz für Doppelzahnkupplungen ist dabei proportional der Entfernung zwischen den beiden Verzahnungspaarungen.
Für Kraftwerksanlagen mit gewünschter geringer axialer Baulänge werden vorzugsweise drehzahlregelbare Getriebe eingesetzt, bei welchen der erste und zweite Leistungszweig exzentrisch, vorzugsweise parallel zueinander angeordnet sind. Die Leistungszweige sind dazu über ein Verteilergetriebe mit einem Eingang des drehzahlregelbaren Getriebes gekoppelt und über das Überlagerungsgetriebe mit dem Ausgang. Grundsätzlich können unterschiedliche Ausführungsformen unterschieden werden. Bei einem drehzahlregelbaren Getriebe gemäß einer ersten Ausführungsform mit exzentrischer Anordnung der Leistungszweige ist im ersten Leistungszweig eine hydrodynamische Kupplung vorgesehen, umfassend zumindest ein Pumpenrad und ein Turbinenrad. Der zweite Leistungszweig umfasst einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler mit zumindest einem Pumpenrad, einem Turbinenrad und einem Leitrad. Der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler und die hydrodynamische Kupplung sind exzentrisch zueinander angeordnet und über ein im Gehäuse angeordnetes Verteilergetriebe jeweils mit dem Eingang der Leistungsübertragungsvorrichtung unter Ausbildung der zwei Leistungszweige verbindbar.
Vorzugsweise sind die hydrodynamischen Komponenten in parallel zueinander angeordneten Leistungszweigen angeordnet. Die parallele Anordnung kann in Einbaulage sowohl in einer horizontalen oder vertikalen Ebene als auch in horizontal und vertikal zueinander versetzten Ebenen erfolgen. Die parallele Anordnung kann in einer axialen Ebene oder in zueinander versetzten axialen Ebenen erfolgen. Die Anordnung der hydrodynamischen Komponenten mit Versatz in axialer Richtung ist insbesondere dann von Vorteil, wenn noch zusätzliche Funktionseinheiten in die einzelnen Leistungszweige zu integrieren sind. Derartige Zusatzkomponenten können u.a. sein:

a) Ein zweiter Wandler im zweiten Leistungszweig mit anderer Charakteristik der Wandlung. Der Vorteil besteht in einer Wirkungsgradsteigerung im Drehzahlbereich fallenden Wirkungsgrades des ersten Wandlers.
b) Eine zusätzliche Bremse zwischen Turbinenrad der hydrodynamischen Kupplung und Umlaufgetriebe im ersten Leistungszweig.

Es besteht jedoch auch die Möglichkeit, die vorgenannten Zusatzkomponenten in eine Anordnung der in beiden Leistungszweigen vorgesehenen hydrodynamischen Komponenten frei von Versatz in axialer Richtung zu integrieren.
Die exzentrischen Anordnung der hydrodynamischen Komponenten bietet den Vorteil, dass zum einen, insbesondere bei paralleler Anordnung auf aufwendige Drehdurchführungen verzichtet werden kann und zum anderen ein drehzahlregelbares Getriebe und damit auch ein Kraftwerksstrang in kompakter Bauweise in axialer Richtung bereitgestellt werden kann. Durch die über die Parallelanordnung bedingte mögliche integrierbare Übersetzung kann ferner die Antriebsdrehzahl an den einzelnen hydrodynamischen Komponenten in entsprechender Art und Weise variiert und übersetzt werden, sodass zum einen auf kompakte kleine hydrodynamische Einheiten zurückgegriffen werden kann, ferner auch in einfacher Art und Weise das drehzahlregelbare Getriebe auch in bestehenden Anlagen nachrüstbar ist, ohne zusätzlich Maßnahmen, insbesondere Übersetzungen vorsehen zu müssen. Dabei kann entsprechend der Auslegung des Verteilergetriebes das drehzahlregelbare Getriebe in optimaler Art und Weise an die Erfordernisse des Einsatzfalles angepasst werden.
Üblicherweise erfolgt die Leistungsübertragung über die hydrodynamische Kupplung und den hydrodynamischen Wandler in unterschiedlichen Betriebsbereichen. Insbesondere um ein sanftes Anfahren zu ermöglichen und in einem Teilbereich des Gesamtbetriebsbereiches die Übertragung im ersten Leistungszweig zu steuern/zu regeln ist dazu die hydrodynamische Kupplung als Regelkupplung ausgebildet. Dies kann auf unterschiedliche Art und Weise realisiert werden. Im einfachsten Fall weist diese eine Regeleinrichtung, umfassend ein Schöpfrohr zur Beeinflussung der Betriebsmittelmenge auf. Das Schöpfrohr ist verstellbar. Die Verstellbarkeit kann beispielsweise mit Richtungskomponente in radialer und/oder axialer Richtung erfolgen. Andere Möglichkeiten bestehen in einer aktiven Steuerung der Betriebsmittelzufuhr- und/oder Abfuhr aus dem Arbeitskreislauf.
In einer Weiterentwicklung der ersten Ausführungsform ist zur Realisierung eines mechanischen Durchtriebes zwischen Eingang und Ausgang eine Einrichtung zur Durchschaltung beziehungsweise Überbrückung der hydrodynamischen Kupplung vorgesehen. Die Einrichtung ist im einfachsten Fall als mechanische Überbrückungskupplung ausgebildet. Die Einrichtung zur Durchschaltung und die hydrodynamische Kupplung sind zumindest parallel schaltbar. Die zumindest parallele Schaltbarkeit von hydrodynamischer Kupplung und schaltbarer Kupplung bedeutet, dass jede der Kupplungen einzeln für sich und unabhängig von der anderen betätigbar ist. Die Kraftübertragung erfolgt dabei in zumindest einem Betriebszustand nur über jeweils eine der Kupplungen. Denkbar ist auch, dass in einem weiteren Betriebszustand beide Kupplungen betätigt sein können, wobei die schaltbare Kupplung in diesem Zustand dann die noch befüllte hydrodynamische Kupplung überbrückt, so dass über die hydrodynamische Kupplung selbst kein Drehmoment übertragen wird und trotzdem ein mechanischer Durchtrieb zwischen Eingang und Ausgang geschaffen ist.
In besonders vorteilhafter Ausbildung sind für die erste Ausführungsform exzentrischer Anordnung der Leistungszweige der erste und zweite Leistungszweig frei von weiteren zusätzlichen Drehzahl- und/oder Drehmomentwandlungseinrichtungen, d.h. es sind lediglich eine hydrodynamische Kupplung und ein Wandler vorgesehen. In diesem Fall baut die Leistungsübertragungsvorrichtung besonders kurz.
Bei Einsatz eines drehzahlregelbaren Getriebes gemäß einer zweiten Ausführungsform ist der erste Leistungszweig als mechanische Durchtriebsanordnung gänzlich frei von einer hydrodynamischen Komponente ausgebildet. Unter einer mechanischen Durchtriebsanordnung wird eine direkte Kopplung frei von Drehzahl- und/oder Drehmomentwandlungsmöglichkeiten zwischen Ausgang des Verteilergetriebes und Eingang des Überlagerungsgetriebes verstanden. Im einfachsten Fall handelt es sich hierbei um eine Verbindungswellenanordnung aus einer oder mehreren drehfest miteinander verbundenen Wellen. Der zweite Leistungszweig umfasst zumindest einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler und in einer speziellen Weiterbildung zwei hydrodynamische Drehzahl- und/oder Drehmomentwandlungseinrichtungen.
Auch die Lösung der exzentrischen Anordnung von hydrodynamischem Wandler und rein mechanischem Durchtrieb bietet den Vorteil, dass zum einen, insbesondere bei paralleler Anordnung auf aufwendige Drehdurchführungen verzichtet werden kann und zum anderen eine Leistungsübertragungsvorrichtung in kompakter Bauweise in axialer Richtung bereitgestellt werden kann. Durch die über die Parallelanordnung bedingte mögliche integrierbare Übersetzung kann die Antriebsdrehzahl in den einzelnen Leistungszweigen in entsprechender Art und Weise variiert und übersetzt werden und somit besser an die konkreten Einsatzbedingungen angepasst werden kann.
Das Verteilergetriebe für die einzelnen Ausführungsformen umfasst zumindest einen Eingang, welcher den Eingang der Leistungsübertragungsvorrichtung bildet oder zumindest wenigstens mittelbar mit diesem drehfest verbunden ist. Das Verteilergetriebe umfasst wenigstens zwei Ausgänge, die exzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei ein erster Ausgang mit dem ersten Leistungszweig, insbesondere der mechanischen Durchtriebsanordnung für die zweite Ausführungsform oder dem Pumpenrad der hydrodynamischen Kupplung für die erste Ausführungsform wenigstens mittelbar verbunden ist und ein zweiter Ausgang mit dem Pumpenrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers wenigstens mittelbar verbunden ist. Dadurch wird die Drehmomentübertragung zu den einzelnen hydrodynamischen Komponenten beziehungsweise den einzelnen Leistungszweigen realisiert.
Bezüglich der konkreten Ausbildung des Verteilergetriebes selbst besteht im Hinblick auf den Einsatz und die Ausbildung der hydrodynamischen Komponenten sowie des Überlagerungsgetriebes eine Mehrzahl von Möglichkeiten. Der Eingang des Verteilergetriebes kann koaxial oder exzentrisch zu einem Eingang der einzelnen Leistungszweige angeordnet sein, wobei der Eingang von einem Pumpenrad einer der hydrodynamischen Komponenten oder einer Welle der mechanischen Durchtriebsanordnung gebildet ist. Die koaxiale Anordnung bietet den Vorteil, einen der Leistungszweige direkt mit dem am Eingang des drehzahlregelbaren Getriebes anliegenden Moment zu beaufschlagen, während die exzentrische Anordnung die Integration von Übersetzungen ins Langsame oder Schnelle zu den einzelnen Leistungszweigen erlaubt, wodurch eine verbesserte Anpassung an den konkreten Einsatzfall bei optimiert ausgelegten Komponenten möglich ist.
Gemäß einer ersten Ausbildung ist dazu das Verteilergetriebe mit einer Übersetzung ins Langsame für den ersten und/oder zweiten Leistungszweig ausgelegt während gemäß einer zweiten Ausbildung das Verteilergetriebe mit einer Übersetzung ins Schnelle für den ersten und/oder zweiten Leistungszweig ausgelegt werden kann. Dadurch kann die Grundkonfiguration ohne weitere Änderungen, lediglich über die Auslegung der hydrodynamischen Komponenten und des Verteilergetriebes auf einfache Art und Weise an unterschiedliche Antriebsstrangerfordernisse angepasst werden.
In einer vorteilhaften Ausbildung umfasst das Verteilergetriebe zumindest einen Stirnradsatz, wobei die Ausgänge des Verteilergetriebes derart mit den Stirnrädern gekoppelt sind oder von Stirnrädern gebildet werden, dass die Ausgänge in gleicher Drehrichtung angetrieben werden.
In einer alternativen Ausbildung umfasst das Verteilergetriebe zumindest einen Stirnradsatz, dessen Ausgänge derart mit den Stirnrädern gekoppelt sind oder von Stirnrädern gebildet werden, dass die Ausgänge in unterschiedlicher Drehrichtung angetrieben werden.
Insbesondere bei Ausführung des hydrodynamischen Wandlers als Gegenlaufwandler und insbesondere Überlagerungsgetriebe mit unterschiedlicher Drehrichtung am Eingang umfasst das Verteilergetriebe einen Stirnradsatz mit zwei oder gerader Anzahl an Stirnrädern, wobei ein erster Ausgang des Verteilergetriebes von einem ersten Stirnrad gebildet wird und ein zweiter Ausgang des Verteilergetriebes von einem mit entgegengesetzter Drehrichtung zu diesem ersten Stirnrad angetriebenen zweiten oder weiteren Stirnrad gebildet wird. Demgegenüber kann bei Leistungsübertragungsvorrichtungen mit hydrodynamischen Wandler als Gleichlaufwandler, das Verteilergetriebe einen Stirnradsatz mit drei oder ungerader Anzahl an Stirnrädern umfassen, wobei ein erster Ausgang des Verteilergetriebes von einem ersten Stirnrad gebildet wird und ein zweiter Ausgang des Verteilergetriebes von einem mit gleicher Drehrichtung zu diesem ersten Stirnrad angetriebenen zweiten oder weiteren Stirnrad gebildet wird.
Für Kraftwerksstränge mit drehzahlregelbaren Getrieben gemäß der ersten Ausführungsform umfasst das Verteilergetriebe vorzugsweise zumindest einen Eingang, welcher den Eingang des drehzahlregelbaren Getriebes bildet oder zumindest wenigstens mittelbar mit diesem drehfest verbunden ist. Das Verteilergetriebe umfasst wenigstens zwei Ausgänge, die exzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei ein erster Ausgang mit dem Pumpenrad der hydrodynamischen Kupplung wenigstens mittelbar verbunden ist und ein zweiter Ausgang mit dem Pumpenrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers wenigstens mittelbar verbunden ist. Dadurch wird die Drehmomentübertragung zu den einzelnen hydrodynamischen Komponenten und damit Leistungszweigen realisiert.
Gemäß einer Weiterbildung sind der Eingang des drehzahlregelbaren Getriebes und der erste Ausgang des Verteilergetriebes koaxial zueinander angeordnet, wobei vorzugsweise der erste Ausgang mit dem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler gekoppelt ist, der damit mit der gleichen Drehzahl, wie am Eingang beaufschlagbar ist. Die hydrodynamische Kupplung wird dann mit einem exzentrisch zum Eingang des Verteilergetriebes angeordneten Ausgang verbunden, wobei die Kopplung zwischen Eingang und diesem Ausgang vorzugsweise über eine Übersetzung ins Langsame realisiert wird. Dadurch werden zu hohe Umfangsgeschwindigkeiten an der Durchschaltung bzw. am Hohlrad des Umlaufgetriebes vermieden. Ausführungen mit exzentrischer Anordnung von Eingang und den einzelnen Leistungszweigen sind ebenfalls denkbar.
In einer vorteilhaften Weiterbildung ist der Eingang des Verteilergetriebes, welcher gleichzeitig vorzugsweise den Eingang des drehzahlregelbaren Getriebes bildet, exzentrisch zu beiden Leistungszweigen angeordnet. Die Verbindung zu diesen wird über eine Übersetzung ins Schnelle realisiert.
Bezüglich der Ausbildung des Verteilergetriebes selbst besteht dabei eine Mehrzahl von Möglichkeiten. Vorzugsweise ist das Verteilergetriebe als Stirnradsatz mit ungerader Anzahl an Stirnrädern ausgeführt.
In der ersten Ausführungsform des drehzahlregelbaren Getriebes mit exzentrischer Anordnung der beiden Leistungszweige ist das Pumpenrad der hydrodynamischen Kupplung wenigstens mittelbar mit dem Eingang des drehzahlregelbaren Getriebes, vorzugsweise direkt oder über weitere Übertragungseinrichtungen, hier dem Stirnradsatz, verbunden, während das Turbinenrad wenigstens mittelbar mit dem Ausgang des drehzahlregelbaren Getriebes, hier über die Überlagerungsgetriebe, verbunden ist. Das Pumpenrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers ist wenigstens mittelbar mit dem Eingang des drehzahlregelbaren Getriebes koppelbar, während das Turbinenrad wenigstens mittelbar mit dem Ausgang über das Überlagerungsgetriebe gekoppelt ist.
Als Wandlerarten in beiden Ausführungsformen zum Einsatz gelangen vorzugsweise Gleichlaufwandler mit verstellbaren Pumpen- und/oder Leitschaufeln. Bei Verwendung eines Gegenlaufwandlers kann das Verteilergetriebe auf gerade Stirnradanzahl reduziert werden, insbesondere genügt eine Ausführung mit 2 Stirnrädern.
Gemäß einer besonders vorteilhaften Ausbildung ist das Überlagerungsgetriebe koaxial zu einem der beiden Leistungszweige, insbesondere in der ersten Ausführungsform koaxial zu einer der beiden hydrodynamischen Komponenten angeordnet. Vorzugsweise erfolgt die Anordnung gemäß einer ersten Ausbildung koaxial zum ersten Leistungszweig, d.h. koaxial zum mechanischen Durchtrieb bzw. der hydrodynamischen Kupplung, insbesondere koaxial zum Turbinenrad der hydrodynamischen Kupplung. Die Kopplung mit dem exzentrisch zur hydrodynamischen Kupplung angeordneten hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler, insbesondere dem Turbinenrad, erfolgt im einfachsten Fall über eine einfache Stirnradstufe. Andere Ausführungen sind denkbar.
Gemäß einer zweiten alternativen Ausbildung ist es denkbar, das Überlagerungsgetriebe koaxial zum zweiten Leistungszweig, insbesondere koaxial zum hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler anzuordnen.
Die einzelnen Anordnungsmöglichkeiten hängen dabei im Wesentlichen von der Ausbildung des Überlagerungsgetriebes ab. Dieses umfasst im einfachsten Fall nur ein Planetengetriebe, umfassend zumindest ein erstes Element in Form eines Hohlrades, ein zweites Element in Form eines Stegs und ein drittes Element in Form eines Sonnenrades, wobei das Sonnenrad mit dem Ausgang der Leistungsübertragungsvorrichtung gekoppelt ist oder diesen bildet. Insbesondere bei Kopplung der hydrodynamischen Kupplung mit dem Hohlrad ist die erste Variante besonders vorteilhaft, da hier auf einfache Art und Weise die Kopplung mit dem Hohlrad realisiert werden kann, während gleichzeitig die Anbindung des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers an den Steg über eine einfache Stirnradstufe realisierbar ist.
In der alternativen Ausführung mit koaxialer Anordnung zum hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler erfolgt hier zwar ebenfalls eine einfache Anbindung des Steges, allerdings ist der Antrieb über das Hohlrad nur über eine entsprechende Übersetzung möglich.
Umfasst das Überlagerungsgetriebe mindestens ein Planetengetriebe mit einem ersten Element, welches wenigstens mittelbar mit dem Turbinenrad der hydrodynamischen Kupplung verbunden ist, einem zweiten Element, welches wenigstens mittelbar mit dem Turbinenrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler gekoppelt ist und einem dritten Element, welches wenigstens mittelbar mit dem Ausgang des drehzahlregelbaren Getriebes verbunden ist oder diesen bildet, wird in einer besonders vorteilhaften Anordnung das erste Element des Planetengetriebes von einem Hohlrad, das zweite Element von einem Steg und das dritte Element von einem Sonnenrad des Planetengetriebes gebildet.
In einer besonders vorteilhaften Ausbildung dieser Weiterentwicklung vorgesehen, dem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler in Kraftfluss zwischen Eingang und Ausgang eine Bremseinrichtung nachzuordnen und dem Überlagerungsgetriebe vorzuordnen. Dadurch kann bei Ausführung des Überlagerungsgetriebes als Planetenradgetriebe eine Abstützung eines Elementes erfolgen. Die Bremse ist insbesondere in der ersten Ausführungsform aktiv, wenn die Durchschaltung offen und der Wandler entleert ist, d.h. im Regelbereich der Kupplung.
Die in der ersten Ausführungsform eingesetzte Bremseinrichtung kann verschiedenartig ausgeführt sein. Diese übernimmt die Funktion einer Feststellbremseinrichtung. In vorteilhafter Weise ist diese als hydrodynamische Bremseinrichtung ausgebildet. Diese umfasst einen Rotor, der mit dem Turbinenrad des Wandlers koppelbar ist und einen Stator, der sich an einem ortsfesten Bauteil, insbesondere dem Gehäuse abstützt. Diese Ausführung erlaubt ein verschleißfreies Abbremsen und ferner die Nutzung des gleichen Betriebsmittelversorgungssystems wie beim Wandler und/oder der hydrodynamischen Kupplung. Die hydrodynamische Bremseinrichtung bietet ferner den Vorteil geringer Baugröße.
Eine alternative Ausführung besteht in der Ausbildung der Bremseinrichtung als mechanische Bremseinrichtung, insbesondere Scheibenbremseinrichtung, beispielsweise Lamellenbremseinrichtung. Die Betätigung dieser kann mechanisch, hydraulisch, pneumatisch, elektronisch oder eine Kombination aus diesen erfolgen. Bei hydraulischer Betätigung kann als Druckmittel Betriebsmedium der hydrodynamischen Komponenten verwendet werden. Andere Ausführungen von Bremseinrichtungen sind ebenfalls denkbar.
In einer vorteilhaften Weiterbildung ist vorzugsweise zusätzlich zu einer der vorgenannten Maßnahmen zwischen dem Überlagerungsgetriebe und der Bremseinrichtung eine Sicherheitsvorrichtung, umfassend eine Verriegelungseinrichtung zur Verriegelung gegen Verdrehung vorgesehen. Diese Verriegelungseinrichtung ist im einfachsten Fall als mechanische Verriegelungseinrichtung ausgeführt, welche die Welle gegenüber einem feststehenden Bauteil, beispielsweise Gehäuse feststellt.
Bei beiden Grundausführungsformen ist es in einer Weiterbildung denkbar, einen zweiten Wandler im zweiten Leistungszweig mit anderer Charakteristik der Wandlung vorzusehen. Der Vorteil besteht in einer Wirkungsgradsteigerung im Drehzahlbereich fallenden Wirkungsgrades des ersten Wandlers.
Die erfindungsgemäße Lösung wird nachfolgend anhand von Figuren erläutert. Darin ist im Einzelnen folgendes dargestellt:
1 zeigt in schematisiert vereinfachter Darstellung einen Ausschnitt aus einem Kraftwerksstrang mit einem drehzahlregelbaren Getriebe mit exzentrischer Anordnung zweier Leistungszweige gemäß einer ersten Ausführungsform;
2 zeigt eine Weiterbildung gemäß 1;
3 zeigt in schematisiert vereinfachter Darstellung einen Ausschnitt aus einem Kraftwerksstrang mit einem drehzahlregelbaren Getriebe mit exzentrischer Anordnung zweier Leistungszweige gemäß einer zweiten Ausführungsform;
4 zeigt beispielhaft eine vorteilhafte Ausbildung einer Zahnkupplung in Form einer Doppelzahnkupplung.
Die 1 bis 3 zeigen in schematisiert vereinfachter Darstellung jeweils einen Ausschnitt aus einem Kraftwerksstrang 1 in Form eines sogenannten Hauptturbinenantriebes zum Antrieb einer drehzahlvariablen Pumpe 4, insbesondere einer Kesselspeisepumpe mit zwei Ausführungen von im Triebstrang zwischen Turbine und drehzahlvariabler Pumpe 4 angeordneten Leistungsübertragungsübertragungsvorrichtungen in Form von drehzahlregelbaren Getrieben 5. Der Kraftwerksstrang 1 umfasst zumindest eine mit einer konstanten Drehzahl umlaufende Turbine, insbesondere Dampfturbine 2 und/oder Gasturbine, die mit einer elektrischen Maschine, insbesondere Generator 3 verbindbar oder verbunden ist. In der Triebverbindung zwischen Turbine und drehzahlvariabler Pumpe 4 ist eine als drehzahlregelbares Getriebe 5 ausgeführte Leistungsübertragungsvorrichtung angeordnet, umfassend zumindest einen Eingang E, einen Ausgang A und eine Leistungsverzweigung mit zumindest einem ersten Leistungszweig 6, der auch als Hauptzweig bezeichnet wird und einem zweiten hydrodynamischen Leistungszweig 7, wobei mittels des hydrodynamischen Leistungszweigs 7 Antriebsleistung vom ersten Leistungszweig 6 abgezweigt wird und mittels eines Überlagerungsgetriebes 8 dem zweiten Leistungszweig 7 getriebeausgangsseitig drehzahlvariabel wieder zugeführt wird.
Die drehzahlvariable Pumpe 4 ist wenigstens mittelbar, d.h. direkt oder über Übertragungselemente, wie beispielsweise Kupplungseinrichtungen mit dem Ausgang A des drehzahlregelbaren Getriebes 5 verbunden. Die Verbindung zwischen der Turbine, hier der Dampfturbine 2 und dem drehzahlvariablen Getriebe 5 ist mit einem axialen Längenausgleich 10 ausgebildet. Dazu ist in der Verbindung eine Verbindungseinrichtung 9 mit axialem Längenausgleich 10 vorgesehen. Der vorgesehene Längenausgleich 10 beträgt im Bereich von jeweils einschließlich 10 bis 50 cm, vorzugsweise 10 bis 30 cm. Die Verbindungseinrichtung 9 ist als Zahnkupplung 11, insbesondere Bogenzahnkupplung ausgebildet. Eine besonders vorteilhafte und einfache sowie für die Einsatzbedingungen robuste Ausführung einer Zahnkupplung 11 ist in 4 in Form einer Doppelzahnkupplung wiedergegeben. Diese ist für beliebige Verbindungen zwischen Turbine und drehzahlregelbarem Getriebe 5 einsetzbar. Die Zahnkupplung 11 umfasst ein zentrales Trägerteil, insbesondere eine Trägerhülse 12. Diese erstreckt sich in Einbaulage in Längsrichtung des Kraftwerksstranges 1. Zur Kopplung mit Anschlusselementen, insbesondere der Dampfturbine 2 und dem drehzahlregelbaren Getriebe 5 sind an der Trägerhülse 12 Verzahnungen tragende Bereiche 13 und 14 vorgesehen, welche im dargestellten Fall als Flansche ausgeführt sind, die integral mit der Trägerhülse 12 ausgebildet sind. Diese sind jeweils in den axialen Endbereichen der Trägerhülse 12 angeordnet. Die Flansche weisen am Außendurchmesser eine Verzahnung auf, die im dargestellten Fall als Geradverzahnung ausgeführt ist. Die einzelnen Verzahnungselemente verlaufen in axialer Richtung und parallel zur Mittenachse M der Trägerhülse 12, welche in Einbaulage mit der Rotationsachse der Trägerhülse 12 zusammenfällt. Das mit der Verzahnung des Verzahnung tragenden Bereiches 13, 14 in Eingriff bringbare und eine Verzahnung tragende Gegen- oder Anschlusselement kann entweder direkt von der Turbine bzw. dem Eingang E des drehzahlregelbaren Getriebes 5 gebildet werden oder aber einem mit diesem verbindbaren und eine Verzahnung tragenden Anschlusselement. Im dargestellten Fall ist das einzelne Anschlusselement jeweils beispielsweise von einem eine ballige Innenverzahnung tragenden Anschlussflansch 15 und 16 gebildet.
Der in den 1 und 2 wiedergegebene Kraftwerksstrang 1 umfasst ein drehzahlregelbares Getriebe 5 mit exzentrischer Anordnung der zwei Leistungszweige 6, 7 gemäß einer ersten Ausführungsform. Zwischen dem Eingang E und dem Ausgang A des drehzahlregelbaren Getriebes 5 sind eine hydrodynamische Kupplung 17 und ein hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler, nachfolgend nur kurz Wandler 18 genannt, angeordnet. Die Anordnung der hydrodynamischen Kupplung 17 erfolgt im ersten Leistungszweig 6, die Anordnung des Wandlers 18 im zweiten Leistungszweig. Die einzelnen Leistungszweige 6, 7 sind über ein Verteilergetriebe 20 mit dem Eingang E des drehzahlvariablen Getriebes 5 verbunden. Die Leistungszweige 6, 7 werden über ein Überlagerungsgetriebe 8 zusammengeführt. Verteilergetriebe 20, Überlagerungsgetriebe 8 und die beiden Leistungszweige 6, 7 sind in einem Gehäuse 19 angeordnet. Die hydrodynamische Kupplung 17 umfasst zumindest ein Pumpenrad P₁₇ und ein Turbinenrad T₁₇. Der hydrodynamischen Kupplung 17 ist eine Einrichtung zur Durchschaltung bzw. Überbrückung der hydrodynamischen Kupplung 17 zugeordnet. Bei dieser kann es sich im einfachsten Fall um eine sogenannte Überbrückungskupplung K1 handeln. Die Überbrückung kann jedoch auch anderweitig realisiert werden. Diese kann direkt zwischen Pumpen- und Turbinenrad vorgesehen werden oder aber mit diesen drehfest verbundenen Bauteilen.
Der hydrodynamische Wandler 18 umfasst zumindest ein Pumpenrad P₁₈, ein Turbinenrad T₁₈ und wenigstens ein Leitrad L₁₈. Der hydrodynamische Wandler 18 dient dabei der Drehzahl- als auch Drehmomentwandlung, während die hydrodynamische Kupplung 17 lediglich die Funktion eines Drehzahlwandlers innehat. Die Leistungsübertragung über die beiden Leistungszweige 6 und 7 kann dabei jeweils separat über nur einen der Leistungszweige 6 oder 7 oder in Leistungsverzweigung über beide erfolgen.
Die einzelnen Pumpenräder P₁₇ der hydrodynamischen Kupplung 17 und P₁₈ des hydrodynamischen Wandlers 18 sind wenigstens mittelbar, das heißt direkt oder über Übertragungselemente mit dem Eingang E des drehzahlregelbaren Getriebes 5 gekoppelt. Gekoppelt meint dabei eine funktionale Anbindung, die aus drehfesten Verbindungen oder zwischengeordneten Übertragungselementen mit oder ohne Drehzahl-/Drehmomentwandlung zwischen dem Eingang E der Leistungsübertragungsvorrichtung und dem jeweiligen Pumpenrad P₁₇ der hydrodynamischen Kupplung bzw. P₁₈ des hydrodynamischen Wandlers bestehen kann. Zur Kopplung der beiden hydrodynamischen Komponenten mit dem Eingang E ist das Verteilergetriebe 20 vorgesehen, welches den beiden hydrodynamischen Komponenten 17 und 18, im Kraftfluss zwischen Eingang und Ausgang E, A betrachtet, vorgeordnet sind. Das Verteilergetriebe 20 umfasst zumindest einen Eingang 21, welcher vom Eingang des drehzahlregelbaren Getriebes 5 gebildet werden kann oder aber mit diesem gekoppelt ist. Das Verteilergetriebe 10 umfasst ferner zumindest zwei Ausgänge, einen ersten Ausgang 22, der mit der hydrodynamischen Kupplung 17 und einem zweiten Ausgang 23, der wenigstens mittelbar mit dem hydrodynamischen Wandler 18 verbunden ist. Die Kopplung der Turbinenräder T₁₇ der hydrodynamischen Kupplung 17 bzw. T₁₈ des hydrodynamischen Wandlers 18 mit dem Ausgang A des drehzahlregelbaren Getriebes 5 erfolgt über das Überlagerungsgetriebe 8. Dieses umfasst zu diesem Zweck zumindest zwei Eingänge 24 und 25, wobei der erste Eingang 24 mit dem Turbinenrad T₁₇ der hydrodynamischen Kupplung 17 und der zweite Eingang 25 mit dem Turbinenrad T₁₈ des hydrodynamischen Wandlers 18 verbunden ist. Das Überlagerungsgetriebe 8 umfasst ferner zumindest einen Ausgang 26, der entweder vom Ausgang A des drehzahlregelbaren Getriebes 5 gebildet wird bzw. diesen bildet oder aber mit diesem verbunden ist, das heißt wenigstens mittelbar oder direkt.
Die hydrodynamische Kupplung 17 ist als Regelkupplung ausgeführt. Dieser ist eine Regeleinrichtung 28 zugeordnet. Bei dieser kann es sich je nach Ausführung der Kupplung beispielsweise um ein verstellbares Schöpfrohr handeln.
Im dargestellten Fall ist das Verteilergetriebe 20 beispielhaft als Stirnradgetriebe ausgeführt, umfassend eine ungerade Anzahl an Stirnrädern, um Drehrichtungsgleichheit zwischen den Leistungszweigen und Drehrichtungsumkehr zwischen Eingang E und den Leistungszweigen zu erzielen. Der Ausgang A des drehzahlregelbaren Getriebes 5 ist koaxial zu einer der hydrodynamischen Komponenten, im dargestellten Fall der hydrodynamischen Kupplung 17, insbesondere dem Turbinenrad T₁₇ der hydrodynamischen Kupplung 17 angeordnet. Das Überlagerungsgetriebe 8 umfasst zumindest ein Planetenradgetriebe 27. Ein erstes Element 29 des Planetenradgetriebes ist dabei mit dem Turbinenrad T₁₇ der hydrodynamischen Kupplung 17 gekoppelt, vorzugsweise direkt drehfest verbunden. Andere Ausführungen sind denkbar. Ein weiteres zweites Element 30 des Planetenradgetriebes 27 ist wenigstens mittelbar mit dem Turbinenrad T₁₈ des hydrodynamischen Wandlers 18 verbunden, während ein drittes Element 31 des Planetenradgetriebes 27 mit dem Ausgang A des drehzahlregelbaren Getriebes 5 verbunden ist oder diesen direkt bildet. Im dargestellten Fall wird das erste Element 29 des Planetenradgetriebes 27 von einem Hohlrad gebildet, während das zweite Element 30 vom Steg und das dritte Element 31 vom Sonnenrad gebildet werden. Hohlrad und Steg bilden somit die Eingänge 24 und 25 des Überlagerungsgetriebes 8 bzw. sind mit diesen direkt verbunden, während das Sonnenrad den Ausgang 26 des Überlagerungsgetriebes 13 bildet. Die Kopplung des Steges mit dem zweiten Leistungszweig 7 erfolgt hier über ein Verbindungsgetriebe 32, im einfachsten Fall eine einfache Stirnradstufe, welche eine Drehrichtungsumkehr zwischen dem Turbinenrad T₁₈ des hydrodynamischen Wandlers 18 und dem Eingang 25 ermöglicht.
Die hydrodynamische Kupplung 17 und die Einrichtung, insbesondere Überbrückungskupplung K1 und die Regeleinrichtung 28 bilden eine sogenannte Anfahr- und/oder Regeleinheit. Zum Anfahren und/oder Regeln erfolgt die Befüllung der hydrodynamischen Kupplung 17. Über die Regeleinrichtung 28 kann die Abtriebsdrehzahl am Turbinenrad T₁₇ geregelt werden. Bei Erreichen einer bestimmten Drehzahl, insbesondere Synchrondrehzahl, wird die Einrichtung K1 zur Durchkupplung und damit zum mechanischen Durchtrieb zwischen dem Eingang E und dem Überlagerungsgetriebe 8 geschaltet. Über den die hydrodynamische Kupplung 17 enthaltenden Leistungszweig 6 wird somit rein mechanisch ein konstantes Moment übertragen. Der über den hydrodynamischen Wandler 17 geführte Leistungsanteil wird über das Verbindungsgetriebe 32 in das Überlagerungsgetriebe 8 eingebracht. Wie für den Wandler 18 typisch entsteht eine Strömung des Arbeitsmediums vom Pumpenrad P₁₈ über zumindest ein Leitrad L₁₈ zur Turbine T₁₈. Parallel dazu wird die Leistung von der Eingangswelle E über das Verteilergetriebe 20 und die Direktkopplung durch die Einrichtung K1 mechanisch übertragen. Die beiden Leistungszweige 6, 7 werden dann durch das Planetengetriebe 27 des Überlagerungsgetriebes 8 wieder zusammengeführt und dem Ausgang A zugeführt.
Um in den Betriebsbereichen, in welchen der Wandler 18 entleert ist, eine Abstützung des Steges des Überlagerungsgetriebes 8 zu gewährleisten, ist dem Wandler 6 eine Bremseinrichtung 33 nachgeordnet, welche vorzugsweise als hydrodynamische Bremseinrichtung ausgeführt ist. Diese umfasst einen, an einem ortsfesten Bauteil, insbesondere Gehäuse 19 sich abstützenden Stator S und einen drehfest mit dem Turbinenrad T₁₈ verbundenen Rotor R.
Die 2 zeigt desweiteren einen weiteren hydrodynamischen Wandler 34 im zweiten Leistungszweig 7. Dieser umfasst zumindest ein Pumpenrad P₃₄, ein Turbinenrad T₃₄ und ein Leitrad L₃₄. Der zweite hydrodynamische Wandler 34 im zweiten Leistungszweig 7 ist derart ausgeführt, dass dieser eine andere Charakteristik der Wandlung aufweist wie der erste Wandler 18. Der Vorteil besteht in einer Wirkungsgradsteigerung im Drehzahlbereich fallenden Wirkungsgrades des ersten Wandlers 18. Der zweite Wandler 34 ist dazu koaxial zum ersten Wandler 18 angeordnet und das Pumpenrad P₃₄ ist mit dem Eingang E wenigstens mittelbar gekoppelt. Vorzugsweise sind das Pumpenrad P₁₈ des ersten Wandlers 18 und P₃₄ des zweiten Wandlers 34 auf einer gemeinsamen Welle angeordnet. Dieses ist durch die Anschlusswellen der jeweiligen Turbinenräder T₁₈ bzw. T₃₄ geführt. Vorzugsweise sind die Turbinenräder drehfest mit einer gemeinsamen Welle 36 verbunden.
Desweiteren ist beispielhaft im Kraftfluss vom Eingang E zum Ausgang A betrachtet der hydrodynamischen Kupplung 17 im ersten Leistungszweig 6 eine Einrichtung 35 zum Abbremsen und/oder Festsetzen des mit der hydrodynamischen Kupplung 4 verbindbaren Einganges 15 des Überlagerungsgetriebes 13 nachgeordnet. Diese zusätzliche Bremse 36 ist zwischen Turbinenrad T₁₇ der hydrodynamischen Kupplung 17 und Überlagerungsgetriebe 8 im ersten Leistungszweig 6 vorgesehen und hier nur angedeutet dargestellt. Die Einrichtung 36 kann verschiedenartig ausgebildet sein. Denkbar sind hydrodynamische Bremsen oder aber auch mechanische Bremseinrichtungen.
Die 3 verdeutlicht in schematisiert vereinfachter Darstellung eine Ausführung gemäß der zweiten Ausführungsform, bei welcher der Leistungszweig 6 als rein mechanischer Leistungszweig mit mechanischer Durchtriebsanordnung ausgeführt ist. In diesem ist keine hydrodynamische Kupplung gemäß der 1 und 2 im ersten Leistungszweig 6 vorhanden ferner auch keine Bremseinrichtung 33 im zweiten Leistungszweig. Der Grundaufbau entspricht ansonsten der Ausführung in den 1 und 2, weshalb für gleiche Elemente die gleichen Bezugsziffern verwendet sind.
Die Ausführungen gemäß 1 und 2 sind hier mit Übersetzung ins Schnelle, die Ausführung gemäß 3 mit Übersetzung ins Langsame für den ersten Leistungszweig 6 dargestellt, insbesondere bei Antriebsdrehzahlen um 3000U/min. In anderen Anwendungen ist es auch für die einzelnen Ausführungsformen gemäß der 1 und 2 denkbar, eine Übersetzung ins Langsame vorzusehen, für die Ausführungsform gemäß 3 eine Übersetzung ins Schnelle vorzusehen. Ferner kann der Eingang des Verteilergetriebes in anderen Anwendungen für die Ausführungen gemäß 1 und 2 auch koaxial zu einem der beiden Leistungszweige angeordnet sein.
Bei allen dargestellten Ausführungen ist die Verbindungseinrichtung 9 vorzugsweise als Zahnkupplung, insbesondere Doppelzahnkupplung ausgebildet.
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

WO 2011/124322 A2 [0002]

Claims

Kraftwerksstrang – mit einer mit einer konstanten Drehzahl umlaufenden Dampfturbine (2) und/oder Gasturbine zum Antrieb eines elektrischen Generators (3); – mit einer drehzahlvariablen Pumpe zum Fördern und/oder Verdichten eines Arbeitsmediums zum Antrieb und/oder zur Prozessversorgung der Dampfturbine (2) und/oder der Gasturbine oder zum Fördern und/oder Verdichten eines in der Prozessversorgung oder der Gasturbine entstehenden Abgases, wobei die drehzahlvariable Pumpe, insbesondere Kesselspeisepumpe mittels der Dampfturbine (2) und/oder Gasturbine angetrieben wird und – in der Triebverbindung eine als drehzahlregelbares Getriebe (5) ausgeführte Leistungsübertragungsvorrichtung angeordnet ist, umfassend zumindest einen Eingang (E), einen Ausgang (A) und eine Leistungsverzweigung mit zumindest einem ersten Leistungszweig (6) und einem zweiten hydrodynamischen Leistungszweig (7), wobei mittels des hydrodynamischen Leistungszweigs (7) Antriebsleistung über eine hydrodynamische Kupplung oder einen hydrodynamischen Wandler (18) vom ersten Leistungszweig (6) abgezweigt wird und mittels eines Überlagerungsgetriebes (8) dem ersten Leistungszweig (6) getriebeausgangsseitig drehzahlvariabel wieder zugeführt wird; dadurch gekennzeichnet, dass die Dampfturbine (2) und/oder die Gasturbine mit der Leistungsübertragungsvorrichtung über eine Verbindungseinrichtung (9) mit axialem Längenausgleich (10) verbunden ist.
Kraftwerksstrang (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der axiale Längenausgleich (10) der Verbindungseinrichtung (9) im Bereich von 10 bis 50 cm, vorzugsweise 10 bis 30 cm beträgt.
Kraftwerksstrang (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Verbindungseinrichtung (9) als Zahnkupplung (11), insbesondere Bogenzahnkupplung ausgebildet ist.
Kraftwerksstrang (1) nach Anspruch 3; dadurch gekennzeichnet, dass die Zahnkupplung (11) ein eine Erstreckung in axialer Richtung aufweisendes Trägerelement (12) umfasst, welches in einer ersten Ausbildung zumindest einen Verzahnung tragenden Bereich (13) aufweist, welcher mit mindestens einer Verzahnung an einem mit der Turbine (2) und/oder dem drehzahlregelbaren Getriebe (5) gekoppelten oder von diesen gebildeten Anschlusselement in Eingriff steht oder dass die Zahnkupplung (11) als Doppelzahnkupplung ausgebildet ist, umfassend ein, eine Erstreckung in axialer Richtung aufweisendes Trägerelement (12), welches zwei Verzahnungen tragende Bereiche (13, 14) aufweist, die im Bereich der jeweiligen axialen Endbereiche des Trägerelementes (12) angeordnet sind, wobei jeweils eine der Verzahnungen mit einer Verzahnung an einem mit der Turbine (2) oder dem drehzahlregelbaren Getriebe (5) gekoppelten oder von diesen gebildeten Anschlusselement in Eingriff steht.
Kraftwerksstrang (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4; gekennzeichnet durch folgende Merkmale: – der erste und zweite Leistungszweig (6, 7) sind parallel bzw. exzentrisch zueinander angeordnet; – der erste und zweite Leistungszweig (6, 7) sind über ein in einem Gehäuse (19) angeordnetes Verteilergetriebe (20) jeweils mit dem Eingang (E) des drehzahlregelbaren Getriebes (5) verbunden; – der erste Leistungszeig (6) ist als mechanische Durchtriebsanordnung frei von hydrodynamischen Komponenten ausgebildet; – der zweite Leistungszweig (7) umfasst in einer ersten Ausbildung entweder nur einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler (18) mit zumindest einem Pumpenrad (P₁₈), einem Turbinenrad (T₁₈) und einem Leitrad (L₁₈) oder in einer zweiten Ausbildung neben einem ersten hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler (18) mit zumindest einem Pumpenrad (P₁₈), einem Turbinenrad (T₁₈) und einem Leitrad (L₁₈) einen weiteren zweiten hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler (34) umfasst, der koaxial zum ersten hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler (18) angeordnet ist, wobei der zweite hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler (34) eine andere Charakteristik der Wandlung aufweist, wie der erste Wandler (18); – jeder Drehzahl-/Drehmomentwandler (18, 34) ist in unterschiedlichen Betriebsbereichen einsetzbar.
Kraftwerksstrang (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, gekennzeichnet durch folgende Merkmale: – der erste und zweite Leistungszweig (6, 7) sind parallel bzw. exzentrisch zueinander angeordnet; – der erste und zweite Leistungszweig (6, 7) sind über ein in einem Gehäuse (19) angeordnetes Verteilergetriebe (20) jeweils mit dem Eingang (E) des drehzahlregelbaren Getriebes (5) verbunden; – im ersten Leistungszweig (6) ist eine hydrodynamische Kupplung (17) angeordnet, umfassend zumindest ein Pumpenrad (P₁₇) und ein Turbinenrad (T₁₇) und eine Einrichtung zur Überbrückung (K1); – im zweiten Leistungszweig ist zumindest ein hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler (18) angeordnet, umfassend zumindest ein Pumpenrad (P₁₈), ein Turbinenrad (T₁₈) und ein Leitrad (L₁₈), wobei die beiden Leistungszweige (6, 7) mit dem Ausgang (A) über ein Überlagerungsgetriebe (8) verbindbar sind; – der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler (18) und die hydrodynamische Kupplung (17) sind exzentrisch, vorzugsweise parallel zueinander angeordnet und über ein im Gehäuse (19) angeordnetes Verteilergetriebe (20) jeweils mit dem Eingang (E) des drehzahlregelbaren Getriebes (5) unter Ausbildung der zwei Leistungszweige (6, 7) verbindbar.
Kraftwerksstrang (1) nach einem der Ansprüche 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Überlagerungsgetriebe (8) koaxial im ersten oder zweiten Leistungszweig (6, 7) angeordnet ist und die Kopplung des jeweils anderen Leistungszweiges (7, 6) mit dem Überlagerungsgetriebe (8) über ein Verbindungsgetriebe (32) erfolgt.
Kraftwerksstrang (1) nach Anspruch 7, gekennzeichnet durch folgende Merkmale: – das Überlagerungsgetriebe (8) umfasst mindestens ein Planetengetriebe (27); – das Planetengetriebe (27) umfasst ein erstes Element (29), welches koaxial zu einem drehmomentübertragenden Bauteil – dem Turbinenrad (T₁₇) der hydrodynamischen Kupplung (17) oder einer Welle bei rein mechanischem Durchtrieb – im ersten Leistungszweig (6) angeordnet und mit diesem verbunden ist; – das Planetengetriebe (27) umfasst ein zweites Element (30), welches wenigstens mittelbar mit dem Turbinenrad (T₁₈) des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers (18) im zweiten Leistungszweig (7) gekoppelt ist; – das Planetengetriebe (27) umfasst ein drittes Element (31), welches wenigstens mittelbar mit dem Ausgang (A) des drehzahlregelbaren Getriebes (5) verbunden ist oder diesen bildet.
Kraftwerksstrang (1) nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass im zweiten Leistungszweig (7) ein weiterer zweiter hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler (34) vorgesehen, der koaxial zum ersten hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler (18) angeordnet ist, wobei der zweite hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler (34) eine andere Charakteristik der Wandlung aufweist, wie der erste Wandler (18) und jeder Drehzahl-/Drehmomentwandler (18, 34) in unterschiedlichen Betriebsbereichen einsetzbar ist.
Kraftwerksstrang (1) nach Anspruch 5 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass der erste und zweite hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler (18, 34) jeweils zumindest ein Pumpenrad (P₁₈, P₃₄), ein Turbinenrad (T₁₈ , T₃₄) und ein Leitrad (L₁₈, L₃₄) umfassen, wobei die Turbinenräder (T₁₈, T₃₄) des ersten und zweiten hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers (18, 34) über eine Hohlwelle (36) miteinander verbunden sind und die Hohlwelle (36) über ein Verbindungsgetriebe (32) mit einem Eingang des Überlagerungsgetriebes (8) verbunden ist oder einen Eingang (25) des Überlagerungsgetriebes (8) bildet.
Kraftwerksstrang (1) nach einem der Ansprüche 6 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass im zweiten Leistungszweig (7) eine Bremseinrichtung (33) zur Abbremsung/Festsetzen des Turbinenrades des Wandlers (18) vorgesehen ist.
Kraftwerksstrang (1) nach einem der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Verteilergetriebe (20) zumindest einen Eingang (21) umfasst, welcher den Eingang (E) des drehzahlregelbaren Getriebes (5) bildet oder zumindest wenigstens mittelbar mit diesem drehfest verbunden ist und das Verteilergetriebe (20) wenigstens zwei Ausgänge (22, 23) umfasst, die exzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei ein erster Ausgang (22) mit dem ersten Leistungszweig (6) wenigstens mittelbar verbunden ist und ein zweiter Ausgang (23) mit dem Pumpenrad (P₁₈) des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers (18) wenigstens mittelbar verbunden ist, wobei der Eingang (21) des Verteilergetriebes (20) koaxial oder exzentrisch zu einem Eingang eines der Leistungszweige (6, 7) angeordnet ist.
Kraftwerksstrang (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 12; dadurch gekennzeichnet, dass das Verteilergetriebe (20) mit einer Übersetzung ins Langsame oder einer Übersetzung ins Schnelle für den ersten und/oder zweiten Leistungszweig (6, 7) ausgelegt ist.
Kraftwerksstrang (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 13; dadurch gekennzeichnet, dass der hydrodynamische Wandler (18) als Gegenlaufwandler ausgeführt ist und das Verteilergetriebe (20) einen Stirnradsatz mit zwei oder gerader Anzahl an Stirnrädern umfasst, wobei ein erster Ausgang (22) des Verteilergetriebes (20) von einem ersten Stirnrad gebildet wird und ein zweiter Ausgang (23) des Verteilergetriebes (20) von einem mit entgegengesetzter Drehrichtung zu diesem ersten Stirnrad angetriebenen zweiten oder weiteren Stirnrad gebildet wird.
Kraftwerksstrang (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 13; dadurch gekennzeichnet, dass der hydrodynamische Wandler (18) als Gleichlaufwandler ausgeführt ist und das Verteilergetriebe (20) einen Stirnradsatz mit drei oder ungerader Anzahl an Stirnrädern umfasst, wobei ein erster Ausgang (22) des Verteilergetriebes (20) von einem ersten Stirnrad gebildet wird und ein zweiter Ausgang (23) des Verteilergetriebes (20) von einem mit gleicher Drehrichtung zu diesem ersten Stirnrad angetriebenen zweiten oder weiteren Stirnrad gebildet wird.