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Verpuffungsgasturbinenanlage Die Erfindung bezieht sich auf eine Verpuffungsgasturbinenanlage
mit einem Diagonalverdichter, einer von dem Verdichter gespeisten Brennkammer, einer
Vorrichtung zum intermittierenden Einspritzen feinzerstäubten Brennstoffs und mit
einer Vorrichtung zum Zünden des durch die Brennstoffeinspritzung erhaltenen explosiven
Gemisches, wobei die Verbrennungsgase über Düsen zu einer Turbine gelangen, welche
den Verdichter antreibt.
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Bei einer bekannten mit einer Abgasturbine und einem Aufladeverdichter
verbundenen Zweitaktbrennkraftmaschinenanlage ist der Aufladeverdichter als Diagonal-Schleuderverdichter
ausgebildet, dessen Läuferschaufeln rückwärts gekrümmt sind, um die Spül- und Aufladeluftmengen
für die Brennkraftmaschine richtig zu bemessen.
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Es sind auch Läufer für Diagonal-Schleuderverdichter bekannt, bei
denen rückwärts gekrümmte Schaufeln für den Zweck vorgesehen sind, die absolute
Austrittsgeschwindigkeit des Fördermechanismus herabzusetzen, um zu verhindern,
daß die absolute Austrittsgeschwindigkeit trotz hoher Umfangsgeschwindigkeit des
Läufers am Austritt lokale Schallgeschwindigkeit erreicht, um die Entstehung der
den Wirkungsgrad verschlechternden Machschen Druckwellen zu verhindern.
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Es ist auch bei Verpuffungsturbinen bekannt, einerseits zum Erreichen
einer innigen Mischung Luft und Brennstoff gleichzeitig einzuführen und andererseits
die Zündeinrichtung so zu steuern, daß die Zündung des Gemisches erst nach vollständiger
Füllung der Brennkammer mit Gemisch erfolgt.
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Es ist schließlich auch eine Brennkraftanlage mit pulsierend arbeitenden
Brennkammern bekannt, bei welcher der der Brennkammer vorgeschaltete Verdichter
so ausgebildet ist, daß er als Rückströmdrossel wirkt. Da gegenüber einer Verpuffungsbrennkraftanlage
bei einer mit pulsierender Verbrennung arbeitender Brennkraftanlage die Drücke vergleichsweise
niedrig sind, sind die Anforderungen an den Verdichter, der mit rückwärts gekrümmten
Schaufeln versehen ist, zur Verhinderung einer Rückströmung gering. Bei diesem bekannten
Verdichter, der als Gasturbinenverdichter sehr hohe Schaufelspitzengeschwindigkeiten
hat, ist eine vollständig radiale Ausbildung aller Schaufelelemente erforderlich.
Aus geometrischen Gründen ergibt sich für die Verkleinerung des Austrittswinkels
eine untere Grenze von etwa 45°. Ein solcher Verdichter ist jedoch nicht in der
Lage, bei einer mit Gleichraumverbrennung arbeitenden Verpuffungsgasturbinenanlage
als Rückströmdrossel zu wirken. Die Erfindung geht von einer Verpuffungsgasturbinenanlage
der einleitend genannten Art aus, die gemäß der Erfindung dadurch gekennzeichnet
ist, daß der Läufer des Diagonalverdichters in an sich bekannter Weise aus einem
kegelstumpfförmigen Grundkörper besteht, auf dessen Mantelfläche Schaufeln angeordnet
sind, die von der Eintrittsseite zu der einen größeren Durchmesser aufweisenden
Austrittsseite etwa schraubenlinig und nach rückwärts gekrümmt derart verlaufen,
daß zwischen den Schaufeln verhältnismäßig lange Strömungskanäle gebildet werden,
deren engster Querschnitt sich nahe dem Verdichteraustritt befindet, daß der Schaufelaustrittswinkel
ß2 zwischen 10 und 25° liegt, daß die Brennstoffeinspritzvorrichtung ungefähr während
derjenigen Zeit Brennstoff einspritzt, welche der Luftstrom benötigt, um von dem
Verdichteraustritt durch die Brennkammer hindurch zu den Düsen zu gelangen, und
daß die Zündvorrichtung das Brennstoff-Luft-Gemisch ungefähr am Ende der Einspritzperiode
zündet.
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Durch die Erfindung ist eine Verpuffungsgasturbinenanlage mit Gleichraumverbrennung
geschaffen, ' die einen erheblich besseren Wirkungsgrad hat, wobei gleichzeitig
eine vergleichsweise einfache Ausführung
erreicht ist. Außerdem
wird durch die besondere Ausbildung der Schaufeln des Verdichters erreicht, daß
er auch bei den bei Gleichraumverbrennung auftretenden hohen Drücken als sichere
Rückströmdrossel wirkt.
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Eine bevorzugte Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet,
daß die Brennkammer die Form eines ringförmigen Diffusors hat in den bei seinem
minimalen Durchmesser die vom Verdichter kommende Luft zusammen mit dem Brennstoff
eintritt und der die Verbrennungsgase bei seinem maximalen Durchmesser zu den Düsen
abgibt.
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Die Einspritzvorrichtung ist vorzugsweise derart gesteuert, däß sie
während weniger als der Hälfte -des Zeitraumes zwischen aufeinanderfolgenden
Einspritzungen Brennstoff einspritzt,. wodurch beträchtliche Zeitperioden für eine
Strömung von Kühlluft geschaffen sind.
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Das Diagonalverdichterrad weist gemäß einer anderen bevorzugten Ausführungsform
der Erfindung S-förmig gekrümmte Schaufeln auf, die in an sich bekannter Weise für
axialen Strömungsaustritt ausgelegt sind.
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Gemäß einer noch anderen Ausführungsform der Erfindung ist mindestens
eine dem Diagonalverdichterrad unmittelbar . vorgeschaltete Verdichterstufe vorgesehen,
die ein Zentrifugal- (oder Diagonal-) Laufrad mit S-förmig, am Austritt rückwärts
gekrümmten Schaufeln aufweist, so daß die Kennlinie, welche den Druckanstieg in
Abhängigkeit des Durchsatzes wiedergibt, über einen weiten Bereich abnehmenden Durchsatzes
stetig ansteigt.
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Schließlich können gemäß der Erfindung Mittel vorgesehen sein, um
die Frequenz der Einspritzung zu ändern, ohne die Dauer. der Einspritzung zu ändern.
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Die Erfindung-. wird nachstehend an Hand der Zeichnung beispielsweise
erläutert.
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F i g. 1 ist ein Temperatur-Entropie-Diagramm; F i g. 2 ist ein Drück-Volumen-Diagramm;
F i g. 3 ist ein Längsschnitt durch eine einstufige Verpuffungsgasturbine gemäß
der Erfindung; F i g. 4 ist ein Diagramm, das die Beschauflungen von Verdichter
und Turbinenlaufrad von F i g. 3 genauer darstellt; F i g. 5 ist der Seitenriß von
F i g. 6, der das Verdichterrad, das gleichzeitig eine Ventilwirkung ausübt, zeigt;
F i g. 7 ist eine graphische Darstellung, welche das Druckverhältnis, aufgetragen
über dem Massenfluß (in. Prozent), für. Verdichter und Turbinenrad von F i g. 3
darstellt; .
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F i g. 8 ist ein Diagramm des Brennkammerdruckes und des Massenflusses
in Prozent aufgetragen über der Zeit von Verdichter und Turbinenrad der F i g. 3;
F i g. 9 ist ein Diagramm, bestehend aus den Kurven der momentanen Leistung in Funktion
der Zeit; die momentane Leistung rührt von der Turbine her und wird durch den Verdichter
absorbiert; F i g. 10 ist ein_X,.ängssehnitt durch eine mehrstufige Verpuffungsgasturbine;
F, i g. 11 zeigt die -Abwicklung von Verdichter und TurbinenbeschaufTung von F i
g. 10.
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Da die Flächen. 1, 2, 3', 4 und 1, 2, 3'.', 4 proportional zum Anteil
des Brennstoffes sind, dessen chemische Energie - in - mechanische Arbeit verwandelt
wurde, ist ersichtlicji-,'daß die Leistung, die durch.die Gleichraumverbrennung
erreicht wird, viel größer ist als die Leistung bei Gleichdruckverbrennung. Dabei
wird gleichzeitig bei Gleichraumverbrennung ein bedeutend höherer thermischer Wirkungsgrad
mit entsprechend geringerem spezifischem Brennstoffverbrauch als bei Gleichdruckverbrennung
erhalten.
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F i g. 3 zeigt einen Längsschnitt durch eine erfindungsgemäße Gastnrbinenanlage
mit einstufiger Verdichtung.
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Der schnellaufende Rotor 1 ist in den Lagern 2 und 3 abgestützt und
besteht aus Diagonalverdichter 4 und Turbinenrad 5. Die abgegebene Leistung wird
durch das Wellenende 6 auf ein konventionelles (Planeten-) Reduktionsgetriebe? übertragen,
die hohe Drehzahl des Rotors kann also beliebig reduziert und die Leistung am Wellenende
8 entnommen werden.
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Das Diagonalverdichterrad 4 saugt die Luft durch den sich radial nach
innen erstreckenden Kanal 9 und fördert sie axial in die ringförmige Brennkammer
10; diese besitzt eine kleine axiale Ausdehnung, erweitert sich aber radial ungefähr
auf den doppelten Durchmesser des Außendurchmessers von dem Verdichterrad und arbeitet
so als schaufelloser Diffusor. An der äußeren Peripherie dieser Kombination schaufelloser
Raum-Brennkammer strömt die Luft zur Turbinendüse 11. In. dieser Düse wird die Strömung
teilweise entspannt und tangential in den sich nach innen ausdehnenden Raum 12 gelenkt.
Hier findet eine weitere Expansion und Beschleunigung statt. Die Strömung gelangt
nun in den rotierenden Raum 13 der Turbine 5, wo sich die endgültige Expansion vollzieht.
Nach der Turbinenbeschauflung gelangt die Strömung in einen sich radial nach außen
ausdehnenden unbeschaufelten Austrittsdiffusor 14. Der Rest -der kinetischen Energie-
wird hier in Druck umgewandelt und die Strömung zur Öffnung 15 geleitet.
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Das Innere der Brennkammex ist durch einen Keramiküberzug 16 geschützt,
er verhindert gleichzeitig eine Wärmeabgabe an die Umgebung.
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Durch Einspritzdüsen 17 wird rund um das Verdichterrad 4 in sehr kurzen
Perioden intermittierend unter hohem Druck Brennstoff eingespritzt, der als ganz
feiner Nebel in die Brennkammer geblasen wird. Auf diese Art wird eine vollständige
Vermischung des Brennstoffnebels mit der Luft zu. einem explosiven Gemisch erreicht.
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Sobald die nötige Zeit verstrichen ist, um die Brennkammer mit einer
.explosiven Luft-Brennstoff-Mischung ganz zu füllen, erfolgt die Zündung durch mehrere
Zündkerzen 18, die am günstigsten Punkt angeordnet sind, um die Explosion auszulösen.
Dies wird erreicht durch die spezielle Konstruktion und der damit verbundenen Arbeitscharakteristik.
Die Verbrennung ist momentan (Explosion), da alle Bedingungen für eine solch rasche
Verbrennung erfüllt sind; das Luft-Brennstoff-Verhältnis liegt innerhalb der richtigen
Grenzen, der Brennstoff hatte genügend Zeit, um komplett zu vernebeln und sich ganz
mit der Luft zu vermischen; es existieren also ideale Bedingungen für die nötige
Mikro- und Makroturbulenz. Die Mikroturbulenz rührt hauptsächlich von den Endwirbeln
der Verdichterschaufeln her. Die Makroturbulenz rührt von der- Rotation der freien
Wirbelströmung her, sie ist vorherrschend in der Kombination von Brennkammer und
schaufellosem Dif£usor.
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Die Einspritzdüsen 17 werden durch eine einzige Einspritzpumpe 20
über die gemeinsame Zuführung
19 mit Hochdruckbrennstoff
versehen. Die Bewegung des Nockens 21 und Feder 22 bringt den Pumpenkolben 23 in
der Zylinderbohrung 24 zum Oszillieren. Wenn die Einlaßöffnung 25 vom Kolben freigegeben
wird, so strömt Brennstoff durch die Zylinderbohrung ein und wird gezwungen, während
der Aufwärtsbewegung durch das Kontrollventil 26 zu den Einspritzdüsen 17
zu fließen.
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Die Dauer der Einspritzperiode wird durch die Tourenzahl und die Form
des Nockens 21 bestimmt. Die Frequenz der Einspritzungen ist gleich der Tourenzahl
des Nockens, welcher vom Rotor über ein stufenlos verstellbares Reduktionsgetriebe
27 von bekannter Art angetrieben wird.
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Das Reduktionsverhältnis von Getriebe 27 wird geändert durch den Hebel
28. Um die Last zu reduzieren, wird die Frequenz der Brennstoffeinspritzung verringert,
indem man das Untersetzungsverhältnis vergrößert, währenddessen die Dauer der Brennstoffeinspritzung
konstant gehalten wird bei konstanter Tourenzahl, indem man einen Nocken in Eingriff
bringt von entsprechend abgeänderter Form, dessen Flanke steiler ansteigt. Dies
wird dadurch erreicht, daß der Nocken 21 gegen die Feder 28 axial verschoben wird,
wobei dies durch den Hebel 29 geschieht, der mit dem Hebel 30 verbunden ist,
welcher das Untersetzungsgetriebe steuert.
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Wenn die Dauer so gewählt wird, daß sie gleich der Zeit ist, die verstreicht,
bis ein Luftpartikel den Weg von Brennkammerein- und -austritt zurückgelegt hat,
so ist die Brennkammer gerade mit einem explosiven Luft-Brennstoff-Gemisch - wie
beschrieben - gefüllt, und die Zündung kann erfolgen. Die Frequenz, welche durch
das Reduktionsverhältnis von Getriebe 27 festgelegt ist, wird nach verschiedenen
Gesichtspunkten gewählt. Die Diskussion darüber folgt später. Einer weiteren detaillierten
Beschreibung des Brennstoffeinspritzsystems (nicht Gegenstand der Erfindung) begegnet
man in der Tatsache, daß Dauer und Frequenz der Einspritzperiode, wie auch alle
anderen Brenstoffeinspritzcharakteristiken (Brennstoffdruck, Zerstäubung usw.),
innerhalb der im Handel erhältlichen Einspritzausrüstungen gut liegen, welche für
Kraftmaschinen mit intermittierender Verbrennung entwickelt wurden. Sie werden im
Zündungssystem angewendet, und ihre weitere Beschreibung ist überflüssig. Der Zeitpunkt
der Zündung kann auf verschiedene Arten festgelegt werden; so kann z. B. die Zündung
durch einen Nokken an der Brennstoffpumpenwelle ausgelöst werden.
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Bevor weiter in Details der sich periodisch abspielenden Verbrennung
und ihrer verschiedenen Erscheinungen gegangen wird, muß einer der wichtigsten Aspekte
der Erfindung klargestellt werden: Die Erklärung, wie die Strömung daran gehindert
wird, durch das Verdichterrad zurückzuströmen infolge des plötzlichen Druckanstieges,
hervorgerufen durch die Verbrennung.
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Der Verbrennungsenddruck ist ungefähr fünfmal so groß wie der normale
Brennkammerladedruck, und kein konventionelles Verdichterrad könnte diesen hohen
Druck aufbringen. Wenn aber die Verdichterradbeschaufelung in übereinstimmung mit
der vorliegenden Erfindung konstruiert wird, so wird ein Rückschlagen während der
Explosion durch den Verdichterschaufelkanal in den Einlaß verhütet, und das Verdichterrad
arbeitet wie ein Rückschlagventil, das nur Strömung in einer Richtung gestattet.
Diese Ventilfunktion wird durch die neue Anordnung der Verdichterradbeschaufelung
erreicht. Sie ist in F i g. 5 und 6 und als Abwicklung auf der linken Seite von
F i g. 4 dargestellt. Bei diesen Figuren ist zu beachten, daß der Verdichterradschaufelaustrittswinkel
ß2 außerordentlich klein ist, ungefähr 10 bis 25° oder 15° im Mittel (verglichen
mit den üblichen 90° bei konventionellen, raschlaufenden Zentrifugalverdichtern).
Der Eintrittswinkel ß1, bestimmt durch die üblichen Betrachtungen über stoßfreien
Eintritt der Luft, ist im allgemeinen wesentlich größer: Nämlich in der Größenordnung
von 30°.
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Die Umfangsgeschwindigkeit u2 am Austritt ist hoch, ungefähr 410 m/Sek.,
dies ergibt eine Mach-Zahl von 1,1 bis 1,2 (bezogen auf die Eintrittstemperatur).
Die Umfangsgeschwindigkeit ui am Eintritt wird so klein wie möglich gemacht, sie
wird begrenzt von der durch die Ringfläche strömenden Masse. Die Ringfläche wird
möglichst nahe zum Rotationszentrum gebracht.
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Infolge der mechanischen Spannungen, welche in Schaufeln von raschlaufenden
Verdichterrädern entstehen, ist es erforderlich, daß die Schaufeln durchwegs rein
radial stehen. Solche rein radial stehende Schaufeln mit gleichzeitig kleinen Austrittswinkeln
können nicht anders erreicht werden als durch eine S-förmige, meridionale Strömung
durch das Verdichterrad oder, in anderen Worten, durch Anwendung eines axialen Eintritts
und eines axialen Austritts aus dem Verdichterrad, wie es in Verbindung mit F i
g. 3 beschrieben wurde. Ein anderes wichtiges Merkmal der Ventilfunktion der Verdichterradbeschaufelung
ist die Orthogonalität der Flächen zwischen zwei benachbarten Schaufeln vom Eintritt
bis zum Austritt. Diese Strömungsfläche muß kontinuierlich gegen den Austritt zunehmen
und ein Minimum erreichen.
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Ein Weg, um sich ein fertiges Bild von den oben beschriebenen Schaufeln
zu machen, und ein Weg, um sie günstig herzustellen, besteht darin, daß man sie
als eine spezielle Form eines Schraubgewindes (so viele Gänge wie Schaufeln) auffaßt
und die Schaufelkanäle als die Windungsfurchen (s. F i g. 6). Wenn diese mehreren
Gänge durch eine konstante Steigung gegeben sind, verhält sich die Tangente des
Schnekkenlinienwinkels umgekehrt proportional zum Durchmesser: z. B. von 15° des
großen Austrittsdurchmessers zu 30° beim kleinen Eintrittsdurchmesser. Die Durchtrittsfläche
ist direkt proportional zur radialen Tiefe der Windungsfurchen, die ein Minimum
bei maximalem Durchmesser ist. Während sich die Durchtrittsflächen dieser Schraubenwindungen
über eine beträchtliche Winkeldistanz um das Verdichterrad winden, ist leicht zu
sehen, daß daraus eine Vikositätspumpe (archimedische Schraubenpumpe) resultiert,
welche die zentrifugale Förderung erhöht gemäß dem zunehmenden Radius vom Eintritt
bis Austritt.
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Es ist bekannt, daß, je kleiner der Laufrad-Austrittswinkel ist, desto
höher und flacher die Kurve des Kompressorwirkungsgrades aufgetragen über der Strömungsgeschwindigkeit
und um so breiter der stabile Bereich der Kompressorfunktion sind.
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Diesen Vorteilen steht entgegen der Nachteil einer solch großen Reduktion
der Druckerzeugung, daß viel kleinere Austrittswinkel als 60° gewöhnlich nicht angewendet
werden, selbst nicht bei Niederdruckkompressoren und -gebläsen. Dies ist verständlich,
da
die Aufgabe eines gewöhnlichen zentrifugalen Kompressors darin besteht, so hoch
wie möglich zu komprimieren. Im Falle, wo das Zentrifugalverdichterrad die Gleichraumbrennkammer
der Erfindung speist, stellt sich eine ganz neue Situation ein. Dieses Verdichterrad
hat nicht einen hohen Druck zu produzieren, denn ein hoher Prozeßdruck wird durch
die Gleichraumverbrennung erreicht. Das Verdichterrad kann also Luft bei sehr niederem
Druck liefern,, und zwar solange wie es fähig ist, den Explosionsdruck auszuhalten.
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Das wie ein Ventil wirkende Verdichterlaufrad mit seinen sehr kleinen
Austrittswinkeln, wie es beschrieben wurde, hat eine lineare Charakteristik, wie
aus F i g. 7, Kurve A ersichtlich, wo das Druckverhältnis über dem Massenfluß aufgetragen
ist. Diese Kurve ist stetig und steil von einem kleinen Wert des Druckverhältnisses
bei 100 % Massenfluß zu einem hohen Druckverhältnis bei kleinem Massenfluß steigend,
wobei sich die Stabilität über einen weiten Bereich erstreckt. Das Verdichterrad
fördert die Luft direkt in die Brennkammer, dazwischen befinden sich keine Diffusorschaufeln.
Die ganze Diffusion der kinetischen Energie der Luft wird durch den schaufellosen
Diffusor der Brennkammer vollzogen. Durch Ausschalten dieses beschaufelten Diffusors
und durch Umformung in Druck und anderweitige Ausnutzung der kinetischen Energie
am Verdichterradaustritt in die Kombination Brennkammer-unbeschaufelter Diffusor
wird es möglich, den vorerwähnten weiten Anwendungsbereich zu erreichen. Diffusorschaufeln,
speziell ihre Winkel und Flächen, können nur für einen bestimmten Strömungszustand
konstruiert werden, sie arbeiten bei Abweichungen von ihrem Auslegungspunkt sehr
unwirksam.
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Da das Verdichterrad direkt in die Brennkammer mündet, ist es nicht
der totale, sondern der statische Druck am Verdichterradaustritt, der zählt. Dieser
statische Druck darf nicht kleiner als der maximale Explosionsdruck sein, wenn ein
Rückschlagen durch die Verdichterkanäle vermieden werden soll. Die statischen Drücke
für stationäre Strömung, wie sie durch Kurve B gegeben sind, sind viel zu niedrig,
um den Explosionen zu widerstehen. Für diesen Zweck sind weit höhere Drücke nötig,
nämlich solche, wie sie durch die vertikal schraffierte FlächeC gezeigt werden.
Es ist offensichtlich, daß stationäre Strömung und statischer Austrittsdruck von
der Größe, wie er durch C gezeigt wird, weit jenseits der Kapazität des schnellstlaufenden
Zentrifugalverdichters liegt, und doch, die Ventilfunktion des Verdichterrades ,kann
den hohen Druck halten, allerdings nur während eines kurzen Momentes, aber doch
lange genug, um den sehr rasch steigenden und wieder abfällenden Explosionsdruck
zu bewältigen. Wie dies geschieht, wird nun unter Bezugnahme auf das Geschwindigkeitsvektordiagramm
F i g. 4 erklärt. Dieses Vektordiagramm zeigt die relative Geschwindigkeit w, die
absolute Geschwindigkeit c und die konstante Umfangsgeschwindigkeit u für 100 %
Massenfluß als ausgezogene Linie (Index 1 = Eintritt, Index 2 = Austritt) und als
gestrichelte Linie die entsprechenden Komponenten w', c' und u' für ungefähr 20
% Massenfluß. Die Strömungsflächen der Kanäle zwischen den Verdichterradschaufeln
sind geeignet dimensioniert und allmählich vom Eintritt auf ein Minimum am Austritt
ansteigend. Die Strömung wird in der Nähe des Schaufelaustritts gut geführt, dadurch
erreicht die relative Geschwindigkeit w" nahezu Schallgeschwindigkeit für 100 Klo
Massenflüß, die absolute Geschwindigkeit c2 wird sehr klein. Wird der Massenfluß
auf 20 % reduziert, so nimmt w2 infolge der Ausdehnung und des Dichteeffekts ab,
die absolute Austrittsgeschwindigkeit c2 wächst an, und ihr Winkel ändert sich von
a2 auf 0C2'. Eine nicht so große Änderung bezüglich Geschwindigkeit und Strömungsrichtung
spielt sich am Eintritt ab, die relative Eintrittsgeschwindigkeit wächst nur schwach
von w1 auf w1 an, und ihr Winkel nimmt von ß1 auf ßi ab.
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Obige außerordentlich große Änderung der relativen und der absoluten
Austrittsgeschwindigkeit, die aus einer .Änderung des Massenflusses resultiert,
führt auf ein Phänomen, das bis jetzt weder entdeckt noch angewendet wurde und für
die Erfindung eine entscheidende Bedeutung hat.
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Wächst der statische Druck (welcher auch Druck in der Brennkammer
ist) an, so wächst auch der Massenfluß in übereinstimmung mit Kurve B in F i g.
7 an, bis der statische Druck eine Spitze von
erreicht hat; dabei sind ui und u2 die Umfangsgeschwindigkeiten der Schaufeln am
Verdichterradeintritt und -austritt und g die Erdbeschleunigung.
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Wenn dieser -Gegendruck (Rückschlagdruck) erreicht ist, so stoppt
die Strömung durch das Verdichterrad; wird der Gegendruck überschritten, so wechselt
die Strömung ihre Richtung und fließt vom Eintritt zum Austritt. Dies trifft nur
für den üblichen Fall zu, wo die Änderung des Gegendrucks sich langsam und allmählich
vollzieht. Vollzieht sich die Änderung rasch, also in einem sehr kurzen Zeitintervall,
so muß die relative Geschwindigkeit w2 rasch verzögert und die absolute Geschwindigkeit
c2 beschleunigt werden. Dies bewirkt Trägheitskräfte und daraus resultierende Druckdifferenzen.
Während des kleinen Zeitintervalls A t wird der Spitzengegendruck
Hierin ist G die Luftmasse, Q die Dichte, welche momentan im Verdichterradkanal
herrscht, besonders in dessen Austrittspartie. Der erste Term in der obigen Gleichung
ist der stationäre Strömungsspitzengegendruck, der zweite Term (Integral) ist der
dynamische Zuwachs, dessen Größe von der Anordnung der Verdichterradbeschaufelung
und besonders vom Schaufelaustrittswinkel ß2 abhängt.
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Ist ß2 90° (radialer Austritt aus dem Verdichterrad), so wird der
zweite Term Null, für Vorwärtsströmung (ß2 größer als 90°) wird er negativ, für
Rückwärtsströmung positiv. Er wächst rasch für abnehmende Winkel ß2 zu einer Größe
an, daß für sehr kleine Winkel, wie sie während der Ventilfunktion auftreten, der
momentane Druck dreimal so groß wie der stationäre Strömungsdruck werden kann. Dies
allerdings nur während des kleinen Zeitintervalls A t.
Dieser Vorbehalt wird
durch den Explosionsdruck -er wird später noch in weiteren Details erörtert werden
-, welcher nur einen kurzen Augenblick herrscht, völlig befriedigt. Für kleine Einheiten
liegt dieses Zeitintervall in der _ Größenordnung von
1/wo Sekunden,
G ist dabei in der obigen Gleichung auch relativ klein. In größeren Einheiten ist
die Dauer des Explosionsdruckes länger, gleichzeitig ist aber auch die Luftmasse
G, welche den Trägheitskräften unterworfen ist, größer, so daß für verschiedene
Größen die Ventilfunktion durch geometrisch ähnliche Verdichterräder erreicht wird.
Wie leicht einzusehen ist, kann G vergrößert werden, und zwar zum Zwecke der Vergrößerung
der Ventilfunktion, indem man die axiale Ausdehnung des Austrittsteils der S-förmigen,
meridionalen Strömung vergrößert. Der Funktionswert von F steigt bei negativem Verhältnis
bei Veränderungen von w2 und positivem Verhältnis bei Veränderung von c2 rasch an.
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Die Größe der Ventilfunktion des Verdichterrades in übereinstimmung
mit den diskutierten Variablen hängt von der Spitzengeschwindigkeit u2 des Verdichterrades
ab, diese wird in allen praktischen Anwendungen bis auf 300 m/Sek. getrieben. Die
vorhergehend beschriebene Ventilfunktionskapazität des Verdichterrades wird für
einige Größen durch die vertikal schraffierte Fläche C in F i g. 7 dargestellt.
Diese Fläche zeigt den statischen Gültigkeitsbereich des Verdichterradaustrittsdruckes
(einschließlich den Gegendruck), welcher während der Explosion herrscht (der exakte
Wert ist zeitabhängig), aufgetragen über dem Massenfluß in Prozent, wenn dabei unmittelbar
vor der Explosion der Massenfluß 100% betrug. Bevor die Wirkung der Explosionsdruckwellen
und Ventilfunktionscharakteristiken des Verdichterrades weiter beschrieben werden,
sollen einige aerodynamische Aspekte der Turbine klargestellt werden. Die die Strömung
betreffenden Charakteristiken von Turbinen, die bei konstanter Drehzahl arbeiten,
sind dieselben wie diejenigen einer Strömung, die aus einer Düse tritt (sogenannte
äquivalente Düse), dabei müssen Anfangsdruck und Temperatur sowie Enddruck dieselben
sein. Für jede gegebene Anfangstemperatur können die die Strömung darstellenden
Charakteristiken einer solchen Düse oder Turbine am besten durch eine Druckverhältniskurve
durch die Turbine, aufgetragen über dem Massenfluß, gezeigt werden (s. Kurve D in
F i g. 7). Diese Kurve richtet sich nach der minimalen Temperatur vor der Turbine,
die unter »kalten« Arbeitsbedingungen herrscht, d. h., wenn sich keine Wärme in
der Brennkammer entwickelt. Die ähnliche Kurve E richtet sich nach dem Maximum der
Temperatur vor der Turbine. Beide Kurven gehören zur Turbine, welche die Ventilfunktion
des Verdichterrades und die Druckverhältnis-Durchsatz-Charakteristiken bestimmt,
die durch die Kurven A, B und den Bereich C gezeigt werden. Es ist zu beachten,
daß während des »kalten« Zustands die Turbinenkennlinie D die stationäre Kennlinie
des Verdichterrades im Punkt P schneidet. Hier ist der Massenfluß für beide Verdichterräder
100 %, wobei das Druckverhältnis sehr klein ist. Wenn gemäß der Explosion Druck
und Temperatur in der Brennkammer momentan angestiegen sind, so ist der Anteil der
ausströmenden Masse durch Kurve E gegeben, und der momentane Anteil der einströmenden
Masse liegt im Gebiet C. Daraus ist ersichtlich, daß während des Höhepunktes der
Explosion, wobei der Druck in der Kombination Brennkammer-Diffusor ungefähr fünfmal
so groß ist wie der Druck bei 100 % Masseniluß, der Massenfluß in die Brennkammer
stoppt und die Menge der Masse durch die Turbine ansteigt, auf mehr als das Doppelte
der 100 % angesaugten Luft. Sobald der Explosionsdruck sinkt, welcher Hand in Hand
mit der adiabatischen Abnahme der Temperatur vor der Turbine geht, so verkleinert
sich die Ausströmung aus der Brennkammer, da der Druck genug nieder ist; Luft beginnt
wieder bis zum Gleichgewichtspunkt P einzuströmen, wo die einströmende Menge gleich
der ausströmenden Menge ist.
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Durch die große Änderung von Druck und Temperatur vor der Turbine,
die durch die Explosion verursacht wird, ergeben sich nicht nur die obigen großen
Änderungen des Massenflusses durch die Turbine, sondern auch eine beträchtliche
Änderung der Strömungsgeschwindigkeit. In der Tat ist der Bereich der Änderung der
Geschwindigkeit so groß, daß der Wirkungsgrad einer konventionellen Turbine über
einen großen Teil dieses Bereiches reduziert und der thermodynamische Vorteil des
Explosionsprozesses dadurch gefährdet wird. Aus diesen und anderen Gründen ist es
vorteilhaft, eine Turbine mit einem weiten günstigenEintrittswinkelbereich zuverwenden.
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Eine derartige zentripetale Turbine ist durch eine ungewöhnlich kleine
Zahl von Schaufeln charakterisiert. Die Profile sind sehr dick und haben knollige
Schaufeleintrittsränder. Sie bewirken eine kontrollierte Beschleunigung der Strömung
in den Schaufelkanälen. Der rechte Teil von F i g. 4 zeigt einen Ausschnitt der
Turbinenbeschaufelung längs der Linie S-S in F i g. 3. Die Leitschaufeln 11 in F
i g. 3, die auch dicke, schwere Profile haben, bestimmen die Düsenkanäle, welche
die Strömung tangential in den sich nach innen ausdehnenden unbeschaufelten beschleunigenden
Ringraum 12 lenken. Von hier aus tritt die Strömung in den Kanal der oben
beschriebenen Zentripetalturbinenbeschaufelung 13. Für Eintritt (Index = 1) und
Austritt (Index = 2) dieser Turbinenbeschaufelung werden Geschwindigkeitsvektordiagramme
gezeigt. Die Eintritts- und Austrittsdreiecke (gestrichelt gezeichnet) zeigen die
absolute Geschwindigkeit c, die relative Geschwindigkeit w und die konstante Umfangsgeschwindigkeit
u für die maximale Strömungstemperatur und das maximale Druckverhältnis. Die ausgezogenen
Dreiecke geben dieselben Geschwindigkeitskomponente (c', w', u'), wie sie im »kalten«
Zustand der Turbine bei 100 0/0 Massenfluß, geliefert durch die Ventilfunktion des
Verdichterrades bei kleinem Druckverhältnis, auftreten.
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Soweit es den Turbinenwirkungsgrad betrifft, ist eine der bezeichnendsten
Änderungen zwischen den obigen zwei Arbeitsbedingungen die große Differenz zwischen
den Richtungen ,Bi und ,ß2 der Strömungen am Eintritt in die Turbinenbeschaufelung.
Der Gebrauch einer konventionellen Turbinenbeschaufelung würde eine wesentliche
Verschlechterung des Turbinenwirkungsgrades herbeiführen, und zwar um so mehr, als
die Abweichungen des Winkels der relativen Strömung von ihrem Auslegungspunkt betragen.
Es tritt bei der verbesserten Beschaufelung kein solch drastischer Abfall des Turbinenwirkungsgrades
auf, da die Schaufelprofile knollige Eintrittsprofile aufweisen und daher die Strömung
in ihrer Nähe beschleunigen.
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Der Gebrauch der verbesserten Turbine in Verbindung mit dem Verbrennungsprozeß,
übereinstimmend mit der vorliegenden Erfindung, ist sehr wünschenswert vom Standpunkt
ihres weiten Bereichs großer Leistungsfähigkeit; er ist an hohe
Spitzentemperaturen
und an hohe Temperaturschwankungen gebunden. An Stelle einer großen Anzahl von dünnen,
zerbrechlichen, engen Schaufeln einer konventionellen Turbine hat die neue Turbine
nur wenige, schwere und extrem rauhe Schaufeln. Sie haben kleinere Oberflächen,
welche die Wärmeabsorption der Gase auf ein Minimum beschränken. Die verbesserten
Schaufelprofile sind sehr dick und ohne den üblichen schlanken Ein- und Austrittsteil,
der leicht überhitzt und lokal verzundert werden kann. Alle diese Ergebnisse bezüglich
der Beschaufelung haben mit Rücksicht auf die Erhitzung durch die sukzessive heiße
Gebläseluft während der Explosion einen weiten Trägheitseffekt. Jedem solchen Heißluftstrom
folgt ein viel längerer, beständiger Kaltluftstrom. Der hohe Hitzeträgheitseffekt,
der die verbesserte Turbinenbeschaufelung charakterisiert, bewirkt, daß die Temperatur
in der Beschaufelung innerhalb sicherer Grenzen gehalten wird, trotz der Tatsache,
daß die momentane, maximale Temperatur der Gase die Schmelztemperatur des Schaufelmaterials
überschreiten kann.
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Zu den Verlusten in den rotierenden Schaufelkanälen ist eine weitere
Quelle großer Verluste bei den konventionellen Turbinen die Schallgeschwindigkeit.oder
die hohe Machzahl der absoluten Geschwindigkeit c. während der Explosionsperiode,
da das Druckverhältnis größer als das kritische ist. Während der Zeit, in der in
der Turbine der Durchfluß ein Maximum erreicht, sollten die Düsen von konvergent-divergentem
Typ sein (Überschalldüsen), so daß große Verluste beim Eintreten von Schallgeschwindigkeit
vermieden werden können. Bei der folgenden Periode, wo das Druckverhältnis unterkritisch
ist, würden solche konvergent-divergenten Düsen sehr unwirtschaftlich arbeiten.
Um einen guten Turbinenwirkungsgrad bei allen Betriebsbedingungen der Turbine zu
erreichen, ist eine schnelle Änderung der Düsenanordnung nötig, welche sich ständig
selber dem momentanen Druckverhältnis anpaßt und sich von hoher Konvergenz-Divergenz
zu immer kleinerer Divergenz und schließlich zur reinen Konvergenz der Düsenkanäle
ändert. Dies ist mechanisch unmöglich zu verwirklichen und war lange ein Stein des
Anstoßes in der Entwicklung von Explosionsgasturbinen gewesen. Jetzt ist das exakte
Äquivalent zur automatischen Selbsteinstellung der Düsenanordnung durch die vorliegende
Erfindung erreicht; wie oben beschrieben, erhält man konvergente Düsen und einen
sich nach innen ausdehnenden schaufellosen, beschleunigeuden Raum. In diesem Durchgang
tritt in Übereinstimmung mit dem Gesetz über freie Wirbelströmung Überschallgeschwindigkeit
ein, sobald das Druckverhältnis das kritische Verhältnis überschreitet und ein exaktes
Äquivalent einer geeigneten divergenten Düse, die Überschallgeschwindigkeit bewirkt,
erreicht wird durch automatische Änderung der Strömung durch den Schneckenwinkel
der inneren Strömungsspirale. Dieser schaufellose, beschleunigende Raum hat noch
eine andere Funktion, welche in Verbindung mit der folgenden Erklärung der zeitlichen
Reihenfolge der verschiedenen Ereignisse und Strömungsphänomene erläutert wird.
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F i g. 8 zeigt die periodische Variation des Druckes in der Brennkammer
(ausgezogene Kurve) in Funktion der Zeit. Während jedes Zyklus (Dauer eines Zyklus
etwa i/ioo Sekunde) wächst der Druck in der Brennkammer fast augenblicklich, dann
fällt er schnell auf einen minimalen Wert. Es folgt ein kleiner Anstieg auf das
Ursprungs(Lade-)Druckverhältnis. An diesem Punkt sind die durch die Ventilfunktion
des Verdichterrades einströmende Menge und die durch die Turbine ausströmende Menge
beide 1001/o, dargestellt durch die Massenstromkurve. über die Einströmkurve sei
bemerkt, daß, wenn die Spitze des Explosionsdruckes erreicht wird, die Einströmung
praktisch aufhört: sobald der Brennkammerdruck absinkt, nimmt die einströmende Menge
zu und erreicht momentan mehr als 100 %. Dieser überschuß ist der Betrag an Luft,
der während des hohen Druckes in der Brennkammer einen Augenblick vorher am Eintreten
in die Brennkammer verhindert wurde. Dieser überschuß ist in den Verdichterradkanälen
gespeichert worden und wurde dann in die Brennkammer entladen.
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Der gesamte Zeitbedarf, um eine Druckwelle aufzubauen und absinken
zu lassen, ist ungefähr ein Viertel des Zyklus, drei Viertel werden für das Spülen
und Nachladen der Brennkammer sowie zur Kühlung aller stationären und rotierenden
Teile, welche der hohen Gastemperatur ausgesetzt sind, benötigt. Zur Kühlung ist
nicht mehr Zeit nötig als zur Erhitzung. Der Kühlluftstrom ist größer als der Luftstrom
während der Verbrennung; daraus resultiert eine sehr wirksame Kühlung. Dies ist
der Schlüssel zur sehr hohen Spitzentemperatur, welche sich in der Brennkammer bei
niedrigem Brennstoffverhältnis ergibt.
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Um diese gewünschten Bedingungen zu erreichen, ist es wesentlich,
daß die Explosionsdruckwellen schnell absinken und daß das Wellensystem sich wie
beschrieben abspielt, jeder Druckwelle folgt eine Verdünnungswelle. Dies wird durch
die Trägheitseffekte erzielt, denen die durch die Turbine strömende Gassäule unterworfen
ist. Dieses dynamische Phänomen spielt sich hauptsächlich im unbeschaufelten, beschleunigenden
Durchgang 12 der F i g. 3 ab und in einem geringeren Ausmaß im Verzögerungsdurchgang
(Turbinenaustnttsdiffusor) 14, da die große Masse der Gase, die sich in jedem Augenblick
in diesem Durchgang befindet, großen und schnellen Änderungen der Geschwindigkeit
unterworfen sind. Durchgang 12 trägt dazu bei, sehr hohe Frequenzen (etwa 100 Prozesse
je Sekunde) der beschriebenen kompletten Gaswechselprozesse zu erreichen. Daraus
resultiert eine hohe spezifische Leistung, oder, in anderen Worten, für eine gegebene
Leistung erhält man eine kompakte und leichte Einheit.
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Während eines Bruchteils von jedem Zyklus, bei dem die Temperatur,
das Druckverhältnis und die Strömung der Gase durch die Turbine hoch sind, wird
eigentlich die ganze Leistung in der Turbine aufgebracht. Dies zeigt die Leistungskurve
in F i g. 9, aufgetragen über der Zeit. Diese Figur zeigt auch den Leistungsbedarf,
um die Ventiltätigkeit des Verdichterrades zu steuern; diese Leistung variiert von
Anfang bis Ende des Prozesses nur wenig und ist sehr klein. Es ist ersichtlich,
daß die Leistung der Turbine während der Kühl- und Ladephase eines Prozesses sogar
kleiner ist. Während dieser Phase ist die Nettoleistung der Einheit unbedeutend
negativ, wie es durch die vertikal schraffierte Fläche in F i g. 9. gezeigt wird.
Diese negative Leistung oder, in anderen Worten, die aufgenommene Leistung
während
der zweiten Hälfte des Prozesses, wo sich Reinigen und Laden der Brennkammer sowie
Kühlung der ganzen Turbine vollzieht, muß natürlich von der Nettoleistung während
der ersten Hälfte des Prozesses subtrahiert werden. Dies wird gezeigt durch die
vei tikal schraffierte Fläche in F i g. 9.
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Es muß an dieser Stelle erwähnt werden, daß der Schwungradeffekt des
schweren, schnellaufenden Rotors eine wahrnehmbare Änderung der Rotorgeschwindigkeit
verhütet.
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Die Frequenz der Explosionswellen (jeder folgt sofort eine Verdünnungswelle)
hängt ausschließlich von der Frequenz der Öleinspritzungen ab. Dies unterscheidet
die Erfindung von allen anderen Entwicklungen, in welchen das Wellensystem durch
einen Resonanzeffekt hervorgerufen wird, nämlich dadurch, daß sich in einer Röhre
periodische Strömungen befinden, die in einigen Fällen mechanisch ausgelöst werden,
oder so, wie dies bei gewissen. Toninstrumenten geschieht. Bei diesen Entwicklungen
arbeitet das System mit der Eigenfrequenz, und die Verbrennung in der Brennkammer
muß mit dieser Eigenfrequenz übereinstimmen. In der vorliegenden Erfindung kann
die Frequenz der Öleinspritzungen frei gewählt werden, da sie die einzige Ursache
des Wellensystems sind. Diese Freiheit führt wie folgt zu großen Vorteilen: Bei
Vollast einer gegebenen Einheit kann die Frequenz der Öleinspritzungen so gewählt
werden, daß während der Kühlphase eines jeden Prozesses gerade genug Kühlluft zwischen
den sukzessiven heißen Verdichterluftströmen zugeführt wird, so daß entsprechende
Kühlung - wie oben beschrieben -gewährleistet ist. Bei Teillast wird die Frequenz
reduziert und die Länge eines jeden kompletten Prozesses vergrößert. Diese Methode
der Reduktion der Leistungsabgabe bei konstanter Drehzahl resultiert in einer Überkühlung
während des Teillastfahrens, hat aber den sehr wünschenswerten Effekt, daß sich
die Verbrennung des Öls unter invariablen Bedingungen eines konstanten, niederen
Luft-Brennstoff-Verhältnisses bei maximaler Temperatur und maximalem Explosionsdruckanstieg
abspielt; daraus resultieren ein minimaler Teillastölverbrauch oder sehr flache
Kurven des spezifischen Ölverbrauchs, aufgetragen über der Belastung. Die Reduktion
der Frequenz der Öleinspritzungen mit der Reduktion der Belastung kann so erreicht
werden, wie es schon beschrieben wurde. Eine Ausweichmöglichkeit der Belastungsregulierung,
die keine Änderung der Prozeßfrequenz und der oben beschriebenen Änderung der Geschwindigkeit
der Ölpumpe bewirkt, nichtsdestoweniger aber doch in der Handhabung des konstanten
Öl-Brennstoff-Verhältnisses, wie es für die explosive Verbrennung, vom Standpunkt
eines sparsamen Teillastfahrens, vermöge der hohen Prozeßtemperaturen, erwünscht
ist, wird nun beschrieben. In dem sich radial nach innen ausdehnenden Raum am Verdichterradeintritt
werden zum Zwecke der Änderung der Eintrittswirbel in das Verdichterrad Eintrittsleitschaufeln
angebracht. Sie bewirken eine Änderung des Massenflusses. Diese Massenfiußregulierung
ist synchronisiert mit der konventionellen Regulierung der Öleinspritzungen (Regulierung
der eingespritzten Ölmenge) derart, daß das Luft-Brennstoff-Verhältnis im wesentlichen
über den ganzen Belastungsbereich konstant bleibt. Es ist klar, daß für gewisse
spezifische Zwecke beide obigen Regulierungsmethoden kombiniert werden können. Die
neue Explosionsgasturbinenanlage, wie sie in F i g. 3 illustriert und im vorangegangenen
beschrieben wurde, verkörpert ein einfaches Verdichterrad, dessen hauptsächliche
Funktion darin besteht, wie ein Rückschlagventil zu funktionieren und dadurch eine
Rückströmung während der Explosion zu verhüten. Diese Ventilfunktion, auf einem
dynamischen Phänomen beruhend, verlangt eine hohe Umfangsgeschwindigkeit der Verdichterrades
einerseits, und andererseits ist es notwendig, daß während des normalen Luftdurchsatzes
durch das Verdichterrad der Druckanstieg sehr gering ist. Ein einziges Stufenelement
in Übereinstimmung mit F i g. 3 würde aus diesem Grunde im Moment der Verbrennung
nicht viel mehr als Atmosphärendruck in die Brennkammer liefern oder, mit anderen
Worten, das Prozeßkompressionsverhältnis würde sehr niedrig sein. Bekanntlich steigt
der thermische Wirkungsgrad, wenn das Kompressionsverhältnis vergrößert wird. Höhere
Kompressionsverhältnisse könnten durch eine Erhöhung der Umfangsgeschwindigkeit
des Verdichterrades erreicht werden; dies würde aber zu Schallgeschwindigkeit und
dadurch zu einem beträchtlichen Anstieg der Verluste führen. Es ist daher wünschenswerter,
zu einem mehrstufigen Verdichter überzugehen, in welchem kleinere Machzahlen vorherrschen.
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Es ist klar, daß die Leistung, stammend von einer Gleichraumverbrennung,
die unter einem Druck Pl 2 verläuft, die Summe der Leistung einer Gleichdruckverbrennung,
für welche der Druck P, 2 und einer Gleichraumverbrennung, für welche das Kompressionsverhältnis
1,0 ist. Man kann daher die Grundanordnung der Fig.3 zum Einsatz bei jeder gewünschten
Druckhöhe beibehalten (mehr als atmosphärischer Druck bei Ventilfunktion am Verdichterradeintritt
und Turbinenaustritt, wie bereits erwähnt). Dies bedingt ein Hinzufügen einer oder
mehrerer Kompressorstufen, die die Luft vorkomprimieren, bevor sie in das Ventilfunktions-Verdichterrad
eintritt, sowie ein Hinzufügen einer oder mehrerer Turbinenstufen, in welchen die
Verbrennungsgase von einem Druck, der höher ist als der atmosphärische, expandiert
werden. Wenn diese hinzugefügten Stufen über Pufferkammern genügender Kapazität
mit dem Ein- bzw. Austritt der ursprünglichen Einheit verbunden werden, z. B. durch
lange Verbindungsröhren, so arbeiten diese Stufen unter der Bedingung einer stationären
Strömung trotz des intermittierenden Prozesses der ursprünglichen Einheit, exakt
wie beschrieben, mit der einzigen Ausnahme, daß dies bei einem höheren Druck geschieht.
Fast perfekt stationäre Tätigkeit der hinzugefügten Kompressorstufen, wie es durch
Einschieben einer passenden Pufferkammer erreicht wird, ist nur nötig, wenn dieser
Kompressor einen engen Bereich der Strömung besitzt, über den der Wirkungsgrad hoch
ist, wie dies z. B. bei einem Axialkompressor der Fall ist. Wird ein. Kompressor
verwendet, dessen Wirkungsgradkurve in Abhängigkeit des Massenflusses flach ist
und gleichzeitig dessen Druckverhältniskurve, aufgetragen über dem Massenfluß, steil
und kontinuierlich über einen weiten Bereich zunehmenden Massenflusses verläuft
sowie ähnlich der Kurvencharakteristik der Ventilfunktion des Verdichterrades ist,
so kann die Pufferkammer
weggelassen oder sehr klein gemacht werden.
Ein solcher Kompressor ist dann automatisch gezwungen, an der Ventilfunktion des
speziellen Verdichterrades, welche den Eintritt in die Brennkammer besorgt, teilzunehmen
und diese zudem zu erhöhen. Dadurch wird eine Reduktion der Ventilfunktion des Verdichterrades
durch Verringerung der Umfangsgeschwindigkeit oder vorteilhafter ein höheres Druckverhältnis
bei 100 ',/0 Massenstrom möglich.
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Ähnliche Betrachtungen führen auf die Anwendung einer Pufferkammer
am Austritt der Turbine und der hinzugefügten Turbinenstufe oder Stufen, die in
Verbindung mit einer Hochdruckeinheit benötigt werden. Ist das Volumen einer solchen
Pufferkammer groß, so arbeitet die Niederdruckturbine eigentlich mit stationärer
Strömung, die Hochdruckturbine aber ist der ganzen Strömungs- und u/e-Änderung unterworfen,
welche durch die Explosionsdruckwellen verursacht werden.
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Die Vorteile eines hohen Prozeßkompressionsverhältnisses oder einer
Mehrstufeneinheit, welche höheren thermischen Wirkungsgrad, verbesserte Kompressor-
und Turbinenfunktion, stationäre Leistungsabgabe usw. berücksichtigt, sind so groß,
daß die bevorzugte Verkörperung der Erfindung die Form .einer Mehrstufeneinheit
annimmt. Wie aus der vorangegangenen Diskussion folgt, kann eine Mehrstufenanordnung
ohne Abweichung von der ursprünglichen Erfindung verschiedene Formen annehmen. Ferner
folgt aus dem Dargelegten, daß eine hauptsächliche Form der Mehrstufeneinheit aus
der Anwendung eines weiten Bereichs des Kompressors resultiert, welcher komprimierte
Luft in den Eintritt des Ventilfunktions-Verdichterrades liefert. Eine solch bevorzugte
Anordnung ist in F i g. 10 gezeigt. Sie stellt einen Längsschnitt durch eine Einheit
dar, welche identisch mit der gezeigten und beschriebenen Einheit in F i g. 3 ist,
soweit es die ursprüngliche Konstruktion betrifft. Sie hat aber zwei dem Ventilfunktions-Verdichterrad
vorgeschaltete Kompressorstufen. Ferner ist der. Turbinenstufe nach F i g. 3 eine
weitere hinzugefügt.
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Die erste und zweite Stufe des Verdichterrades 31 und 32, zusammen
mit dem Ventilfunktions-Verdichterrad 33 (das die dritte Kompressorstufe darstellt)
und die Turbinenwelle 34, welche den Kompressor antreibt, stellen den kompletten
frei laufenden Rotor dar; er ist in den Lagern 35 und 36 gehalten. Die zweite Niederdruck-Turbinenstufenwelle
37 ist koaxial und mechanisch unabhängig vom Kompressor und der Kompressorturbine
angeordnet. Sie erhält die Gase von der Kompressorturbine durch den ringförmig verbindenden
Kanal 38. Die ganze nach außen abgegebene Leistung geschieht durch die Niederdruckturbinenstufe
37. Sie ist fliegend auf der Ritzelwelle 39 des Reduktionsgetriebes 40 (Planetengetriebe)
angeordnet. Das Reduktionsgetriebe 40 gibt die Leistung durch die langsam
rotierende Welle 41 nach außen ab.
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Die gleiche Nockenart, welche, wie weiter oben beschrieben, den Kolben
der Einspritzpumpe 42 abwechselnd betätigt, wird vom äußeren freien Ende des rotierenden
Kompressorrotors angetrieben und liefert das öl zu den Einspritzdüsen 43.
(Die Pumpe ist in vereinfachter Form ohne die einstellbare Besonderheit dargestellt,
und die Anordnung für die Regulierung der Ölströmung und der Belastung kann die
zwei diskutierten Formen in Verbindung mit der einstufigen Einheit annehmen. Wenn
für Regulierungszwecke - wie diskutiert - einstellbare Eintrittsleitschaufeln in
einem Mehrstufenkompressor verwendet werden, müssen sie in der Nähe des Eintritts
der ersten Verdichterstufe angeordnet sein.) Während der öleinspritzperiode und
d'em Moment, wo die Brennkammer 44 am Eintritt mit Luft und am Austritt mit
dem explosiven Luft-01-Gemisch gefüllt ist, erfolgt die Zündung durch die Zündkerzen
45 und die exakte Gleichraumverbrennung. Der Druck in der Brennkammer steigt auf
ungefähr das 5fache des Ladedruckes. Die Wärme und Druckenergie, welche in den Druckwellen
enthalten sind, werden durch zwei Turbinen in einer Art und Weise, wie sie noch
in Details erörtert werden, in mechanische Energie verwandelt. Dies geschieht im
großen ganzen identisch, wie es in Verbindung mit dem ursprünglichen Stufenelement
beschrieben wurde.
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Die Rückströmung der Druckwellen von der Brennkammer durch den Lufteintritt
und die Kanäle des Kompressors wird im wesentlichen durch die Ventiltätigkeit des
Verdichterrades 33, wie vorher beschrieben, verhindert. Mit einer entsprechend konstruierten
Mehrstufenanordnung kann die Ventiltätigkeit beträchtlich erhöht werden. Zu diesem
Zweck muß die Verdichterrad-Spitzengeschwindigkeit dieser Stufe hoch, der Schaufelaustrittswinkel
klein und der Stufendruckanstieg bescheiden sein. Dies alles folgt aus der vorhergehenden
Erklärung über die Ventilfunktion. Hier wurde festgehalten, daß in der kurzen Zeit,
in der die Druckerhöhung erfolgt, das spezielle Verdichterrad eine momentane Rückströmung
verhindern kann. Diese Ventilfunktion wird höher mit zunehmender Spitzengeschwindigkeit
des Verdichterrades, mit kleinerem Schaufelaustrittswinkel und kleinerem, stationärem
Druckverhältnis. Die drei Stufen des in F.i g. 10 gezeigten Kompressors arbeiten
in übereinstimmung mit diesen Prinzipien mit hohen Umfangsgeschwindigkeiten (Größenordnung
400 m je Sekunde), aber mit einem bescheideneren Stufendruckverhältnis als ein konventionelles,
schnellaufendes Verdichterrad, da alle drei Verdichterräder kleine - wie in F i
g. 11 gezeigt - Austrittswinkel haben. F i: g.11 stellt einen Teil einer radialen
Projektion aller rotierenden und stationären Kompressor- und Turbinenschaufeln auf
einem koaxialen Zylinder dar. Wie durch diese Figur gezeigt wird, können die Austrittswinkel
z. B. 40, 25 und 1.5° für die erste bzw. zweite und .dritte Stufe des Verdichterrades
betragen.
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Der kleine ,B2 Winkel und das bescheidene Stufendruckverhältnis bewirken
eine niedere Unterschall-Machzahl aller absoluten und relativen Geschwindigkeitskomponenten
(trotz der überschallgeschwindigkeit der Schaufeln). Der größte Teil der Kompression
wird durch den hohen Zentrifugaleffekt, welchem die Luft unterworfen ist, erreicht.
Es wird also nur ein kleiner Teil des Totaldruckanstieges durch Verwandlung von
kinetischer Energie (Diffusor) in Druck gewonnen. Zufolge der niederen Machzahl
und der kleinen Energieumsetzung im Diffusor sind die Diffusorschaufeln, hauptsächlich
ihre Eintrittswinkel über einen weiten Strömungsbereich nicht kritisch. Die Funktion
der Diffusorschaufeln 46 beschränkt sich wesentlich auf die Änderung der Luftrichtung
in axiale Richtung sowie auf ein Erreichen glatter, axialer Abströmung aus dem Verdichterrad
in den axialen Eintritt des nächsten.
Die meridionalen Strömungswege
der Diffusorkanäle 46 sind S-förmig, und entsprechend S-förmig sind auch die einfachen
meridionalen Strömungswege durch die Verdichterradkanäle 48. Wie im Fall der einfachen
Stufeneinheit ist diese Art von Verdichterradkonstruktion nötig, um eine rein radiale
und daher biegefreie Anordnung der Verdichterradschaufeln, welche die obigen sehr
kleinen Austrittswinkel haben, zu erreichen.
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Hätten die Kompressibilität der Luft und der Effekt der Pufferkammer
sowie die erste und zweite Diffusorstufe mit den verbindenden Kanälen keinen Einfluß,
so würden diese Stufen den gleich weiten Strömungsbereich während jedes Explosionszyklus
wie die dritte Stufe haben. Da die erste und die zweite Stufe primär Kompressorstufen
sind, so ist ihre Ventilfunktion begrenzt; soll hoher Kompressorwirkungsgrad erreicht
werden, so ist das Funktionsfeld auf einen nicht allzu großen Strömungsbereich beschränkt.
Dies kann leicht erreicht werden, indem man für genug große verbindende Kanäle besorgt
ist oder, wenn nötig, indem man eine oder mehrere separate Pufferkammern hinzufügt,
wie dies 49 in F i g. 10 zeigt. Diese ringförmige Pufferkammer ist so angeordnet
und verbunden mit der Austrittsregion des Diffusors 47 der zweiten Stufe, daß Luft
eintreten, gespeichert und tangential austreten kann. Während jeder Explosionsdruckwelle
stoppt die Strömung in das Verdichterrad der dritten Stufe für einen Moment als
Resultat ihrer Ventilfunktion. Die Teilnahme der vorher beschriebenen ersten und
zweiten Stufe an dieser Ventilfunktion kann reguliert werden mit Hilfe des Volumens
der Pufferkammer, und zwar solcher Art, daß die Zyklusvariationen der Strömung durch
diese Stufen derart begrenzt werden, daß sich die Kompressorwirkungsgrade im optimalen
Gebiet befinden.
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Eine ähnliche Pufferkammer könnte auch zwischen den zwei Turbinen
zum Zweck der Erhöhung des Speichereffektes des verbindenden Kanals 38 verwendet
werden. Die Druckwellen würden dadurch ausgeglättet und die Temperaturschwankungen
egalisiert werden. Dies würde bewirken, daß die Niederdruckturbine unter fast stationären
Strömungsbedingungen sowie konstantem u1c und damit mit maximalem Wirkungsgrad arbeitet.
Man könnte dadurch die Erschwerung, daß die Hochdruckturbine, dessen u1c
z. B. von 0,32 auf 1,5 wechselt, über einen weiten Bereich Änderungen des
Expansionsverhältnisses der Temperatur und Strömung erfährt, ausschalten. Solch
große Änderungen von u1c bei der Hochdruckturbine würden einen Wirkungsgrad, der
während der ganzen Expansion jedes Zyklus hoch bleibt, nicht zulassen. Eine Turbine
mit fast konstantem Wirkungsgrad über einen kleinen Bereich von u1c kann entworfen
werden. Dieses Verhältnis beträgt z. B. 0,42 bis 0,9 und ist der reduzierte Bereich,
der davon herrührt, daß man die Niederdruckturbine an den Strömungsschwingungen
teilnehmen läßt, indem man ein kleines Volumen des Zwischenstufenkanals 38 einschaltet.
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Der höhere thermische Wirkungsgrad einer Mehrstufenexplosionsgasturbine
(wie in F i g. 10 gezeigt) verglichen mit derjenigen der ursprünglichen, einstufigen
Einheit (Fig.3) rührt nicht nur von dem höheren Kompressionsverhältnis her, sondern
auch von der besseren Turbinenleistung. Weitere Vorteile der Mehrstufenanordnung
sind die stetigere Abgabe der Leistung durch die separate Turbine und die Tatsache,
daß diese Turbine bei den verschiedensten Drehzahlen, die durch die Belastung hervorgerufen
werden, arbeiten kann. Die Geschwindigkeit der frei rotierenden Turbine und damit
die des Kompressors bleibt konstant, wie es für die optimale Ventilfunktion der
Kompressorstufe zu wünschen ist.