DE3347380A1

DE3347380A1 - Dichtungsvorrichtung für bewegbare Schaufeln von Turbomaschinen mit Echtzeitsteuerung des Spiels sowie Verfahren zur Bestimmung der Vorrichtung

Info

Publication number: DE3347380A1
Application number: DE19833347380
Authority: DE
Inventors: Gerard Ernest Andre Jourdain; Jean-Paul Lagrange; Gerard Marcel Francois Mandet; Jacques Henri Mouchel; Jean-Philippe Emile Richard; Marcel Robert Soligny
Original assignee: Societe Nationale dEtude et de Construction de Moteurs dAviation SNECMA; SNECMA SAS
Current assignee: Safran Aircraft Engines SAS
Priority date: 1982-12-31
Filing date: 1983-12-29
Publication date: 1996-05-09
Anticipated expiration: 2003-12-30
Also published as: FR2740829A2; FR2724973B1; GB2305977A; FR2740829B2; DE3347380C2; GB2305977B; FR2716496A1; US5593278A; GB8334526D0; FR2716496B1; FR2724973A1

Description

Die Erfindung betrifft eine Dichtungsvorrichtung für be wegbare Schaufeln von Turbomaschinen, die eine Echtzeit steuerung des Spiels an den Enden der Schaufeln ermöglicht, und betrifft ferner ein Verfahren zur Bestimmung der Vorrichtung gemäß der Erfindung.

Die Bedeutung für den Wirkungsgrad einerseits aber auch für das Erreichen einer maximalen Schubkraft und für die Pumpreserve einer Verringerung der Lecks aufgrund von Spielen zwischen sich drehenden Teilen und festen Teilen einer Turbomaschine insbesondere im Bereich der Turbine(n) ist bekannt.

Um dieses Spiel bzw. diese Spiele und im Zusammenhang damit die Lecks zu verringern und zwar sowohl im stabi lisierten Betriebszustand als auch im Übergangsbetriebs zustand, müssen eine bestimmte Anzahl von Bedingungen erfüllt werden, von denen einige miteinander inkompatibel sind oder doch zumindest sehr schwierig alle gemeinsam zu erfüllen sind: Die Konzentrizität mit der Rotations achse der Turbomaschine der Enden der Schaufeln oder deren Umfangsnasen sowie auch der Dichtungsvorrichtung, deren Unverformbarkeit (unter der Bedingung, daß stets Drehung verbleibt), Vergrößerung bzw. Verkleinerung des Radius der Dichtungsvorrichtung als Folge einer Erhöhung bzw. Verringerung des Radius der Enden der Schaufeln oder deren Umfangsnase unter der Wirkung von sowohl zentrifu galen als auch thermischen Dehnungen, wobei dies sowohl im stabilisierten als auch im Übergangs zustand vorliegen soll.

Wenn es auch vergleichsweise einfach ist, sicherzustellen, daß das Ende sich drehender Teile, beispielsweise der Schaufeln oder der Umfangsnasen, während der Drehungen sehr gut eine Drehfläche beschreibt, beispielsweise durch Längenbestimmung der Schaufel oder der Nasen durch Schleifen an der sich drehenden gefächerten Scheibe, ist es wesentlich schwieriger, für den Ring, der die sich drehenden Teile umgibt, eine Rotations- oder Drehform in den unterschiedlichen Betriebsbedingungen sicherzustellen, in Anbetracht insbesondere der Trägheitskräfte, die bei Luftfahrt-Turbomaschinen einwirken können (insbesondere Lastfaktoren in Richtung z oder y) und vor allem in Anbetracht von Verformungen thermischen Ursprungs. Es ist notwendig, übrigens ohne wesentlichem Rest, daß der Dichtungsring oder die Elemente, die den Dichteinsatz oder -belag tragen und die die Lage der Dichtungssektoren bestimmen, vollkommen zentriert auf der Drehachse der Turbomaschine bleiben einerseits und nicht ovalförmig werden andererseits. Dies erfordert, daß für diesen Ring entweder eine monolithische Konstruktion ausreichender Trägheit vorgesehen wird oder ein komplizierteres System, das die Konzentrizität der Tragelemente der Sektoren um die Achse der Maschine einerseits und die nahezu voll ständige Abwesenheit irgendeiner Ovalverformung anderer seits sicherstellt. Wenn diese Bedingung nicht erfüllt ist und wenn aus diesem Grund eine Ovalverformung oder eine Exzentrierung erfolgt und wenn mit a der maximale Abstand zum Inneren zwischen dem Kreis der gleichen abge wickelten Länge und dem Innenteil des ovalförmigen oder exzentrischen Rings, der den Enden der Schaufeln oder den Segmentträgern am nächsten ist, bei maximal möglicher Ovalverformung oder Exzentrizität unter den oben genannten Einwirkungen bezeichnet ist, müssen vorgesehen werden:

- entweder ein Spiel, das größer oder gleich der Größe "a" in den vorgesehenen Betriebsbedingungen ist,
- oder ein Dichtungseinsatz mit minimaler Dicke, die der Größe "a" gleich ist, der im übrigen auf jeden Fall ört lich durch Abreibung entfernt wird beim ersten Auftreten maximaler Ovalverformung oder Exzentrizität "a", wodurch zumindest ein sichelförmiges Leck entsteht durch ein Spiel, das örtlich gleich "a" ist und das nach aller Wahrscheinlichkeit unter Berücksichtigung, daß die Oval verformung oder die Exzentrizität gemäß unterschiedlicher Achsen auftreten kann, sehr schnell gleich oder sehr nahe "a" ist über den gesamten Umfang des Rings oder der An ordnung der Dichtungssektoren.

Wenn in der Praxis erreicht wird, beispielsweise durch die in der am 5. November 1981 eingereichten FR-Patentan meldung 81.20 719 geschilderten Mittel, daß das Gehäuse, das den Ring trägt, direkt oder indirekt den Dichtungs belag bzw. den Dichteinsatz trägt, sehr gut gegenüber der Achse der Turbomaschine zentriert ist, und wenn eben falls dieser Ring im Gehäuse sehr gut zentriert werden kann und diesem eine ausreichende Trägheit gegeben werden kann, damit eine Ovalverformung praktisch vernachlässigbar ist, kann jedoch nicht für alle Betriebszustände insbe sondere für Übergangszustände eine radiale Abmessung des Dichtungsringes oder der einen Ring bildenden Sektoren sichergestellt werden, der ein positives, jedoch sehr kleines Spiel zwischen den Enden der Schaufeln und der Umfangsnasen und dem Dichtungsring oder den -Sektoren bei allen Betriebsbedingungen einschließlich der Übergangs bedingungen aufrecht erhält.

Im Folgenden wird, vereinfacht, der Fall erläutert, bei dem die bewegbaren bzw. beweglichen Schaufeln keine Um fangsnasen aufweisen, jedoch ist der Begriff "Ende der Schaufel" stets so zu verstehen, daß er auch "radiales Ende der Umfangsnasen der Schaufeln" umfaßt, wenn die Schaufeln derartige Umfangsnasen aufweisen.

Eine erste Schwierigkeit beruht darauf, daß zum Beseitigen oder Begrenzen der Lecks die Abmessung des Rings in allen Dauerbetriebszuständen zwischen dem Ruhe zustand über den Verlangsamungszustand bis zum Maximalzustand der Turbo maschine sichergestellt werden muß. Mit r_o = Summe des Radius der Scheibe zuzüglich der eingestellten Länge der Schaufeln im Ruhe zustand ergibt sich nämlich die radiale Lage des Endes der Schaufeln unter der vereinfachenden Annahme, daß die Enden der Schaufeln einen Zylinder durch laufen und keine andere beliebige Drehkörperform, für die stabilisierte Verzögerung

r_r = r_o + zentrifugale Dehnung der Scheibe bei der Verzögerung (dcd_r)
+ zentrifugale Dehnung der Schaufeln bei der Ver zögerung (dca_r)
+ thermische Dehnung der Scheibe bei der Ver zögerung (dtd_r)
+ thermische Dehnung der Schaufeln bei der Ver zögerung (dta_r)

und ergibt sich für den maximalen stabilisierten Zustand, wobei der Index r für die Verlangsamung bzw. Verzögerung durch den Index m für Maximum ersetzt wird,

r_m =r_o + dcd_m + dca_m + dtd_m + dta_m.

In gleicher Weise ergibt sich für jeden Zwischenzustand (entsprechend dem Index i)

r_i= r_o + dcd_i + dca_i + dtd_i + dta_i.

Wegen dieser jeweiligen Radien r_r, r_m, r_i, und dabei insbesondere wegen r_i mit variablem Rest für alle Zwischen zustände muß die innere Abmessung des Rings mit einem von Null verschiedenem, jedoch so klein wie möglichem Spiel eingestellt werden.

Wenn der Ring monolithisch ist und ausreichende Trägheit aufweist oder wenn ein komplizierteres System, das die Konzentrizität um die Achse und die quasi vollständige Vermeidung einer Ovalverformung sicherstellt, verwendet wird (wobei wie erwähnt diese Bedingung notwendig ist), ist also die Lösung, die am einfachsten erscheint, um den Innenradius des den Dichteinsatz tragenden Rings oder der Elemente, die die Lage der Dichtungssektoren bestim men, den körperlichen Teil des Rings auf eine Temperatur zu bringen, die ausreichend ist, daß unter Berücksichti gung seines Dehnungskoeffizienten α dies zu einem positiven Spiel führt, das sehr nahe an Null liegt bei den verschiedenen stabilisierten Betriebsbedingungen und zwar dadurch, daß der Aufbau des Rings von Luft mit geeig neter Temperatur bestrichen wird, beispielsweise durch Abführen von Luft von einer geeigneten Stufe des Kompres sors. Eine derartige wirksame Steuerung des Spiels bzw. der Spiele ist z. B. aus der FR-PS 24 67 292 bekannt. Jedoch kann selbst bei vollkommen stabilisiertem Betriebs zustand dieses Problem nicht gelöst werden, es wird nur über eine Anordnung zur Verteilung von Luft berichtet, die im Durchsatz und/oder in der Temperatur eingestellt ist, um im stabilisierten Betriebszustand die Temperatur des Aufbaus des Ringes sicherzustellen, der ja aufgrund der Wirkung des Dehnungskoeffizienten α die Radien r_r, r_m oder r_i erreicht, die das geeignete sehr kleine Spiel sicherstellen.

Ein derartiger Verteiler kann selbstverständlich verwendet werden, ist jedoch eine außerordentliche Verkomplizierung und weist lediglich unsichere Zuverlässigkeit auf; eine Panne beim Verteiler kann in bestimmten Fällen wesentliche Beschädigungen bei der Turbinenanordnung und/oder der Ringanordnung auslösen. Jedoch noch ernster ist die Tatsache, daß eine derartige aktive Steuervorrichtung des Spiels lediglich durch Sicherstellen eines geeigneten Durchsatzes eines Fluides auf geeigneter Temperatur auch im Übergangszustand wirksam sein muß. Es muß daher ein Ansprechverhalten vorliegen, das zeitabhängig auf das ebenfalls zeitabhängige Ansprechverhalten der radialen Verschiebung des Endes der Schaufeln aufgrund von Dehnun gen bzw. Zusammenziehungen des Rotors eingestellt ist.

Beispielsweise wird., wenn aufgrund eines geeigneten Durchsatzes eines Fluides auf geeigneter Temperatur über die Ringanordnung mit Dehnungskoeffizienten α, dessen Abmessung so sichergestellt wird, daß ein Spiel von nahezu Null im stabilisierten sowohl Verlangsamungs- als auch Maximalzustand sichergestellt wird, die im Folgenden erläuterte Wirkungsweise während schneller Verlangsamung (Bremsung) erhalten, wie sie für Flugkörper-Turbomaschinen auftritt, unter der Annahme, daß auf einen sehr komplizier ten Verteiler verzichtet ist mit einem mehr oder minder großen Durchsatz eines mehr oder minder heißen Fluides über den Ring. Dies ist insbesondere der Fall, wenn der den Dichteinsatz oder die Dichtungssektoren tragende Ring direkt von Luft gespült ist, die beispielsweise an einer der letzten Stufen des Kompressors abgeführt ist.

In sehr kurzer Zeit, eine ausreichend repräsentative Ver zögerung liegt in der Größenordnung von 6 Sekunden, fällt die Drehzahl auf die Verlangsamungsgeschwindigkeit.

Es tritt eine radiale Verschiebung der Enden der Schaufeln aufgrund der zentrifugalen Zusammenziehung oder Schrumpfung der Schaufeln und der Scheibe in der gleichen Zeit mit der Größe dcd_m - dcd_r + dca_m - dca_r auf. Wenn der den Dicht einsatz oder die Dichtungssektoren tragende Ring nicht im Radius sich ändern würde, würde das Spiel zunehmen, was im übrigen nicht sehr schwerwiegend wäre, da es sich um einen Übergangszustand handelt, bei dem es nicht vorherr schender Zweck ist, maximalen Wirkungsgrad zu erzielen.

Es ist zu bemerken, daß die erwähnte Dauer von 6 Sekunden im Folgenden berücksichtigt wird sowohl für die mechanische Beschleunigung als auch mechanische Verlangsamung, jedoch ist die Erfindung selbstverständlich auch anwendbar, wenn für irgendeine der Ausführungsformen längere oder kürzere mechanische Beschleunigungs- oder Verlangsamungszeiten in Frage kommen.

In nahezu der gleichen Zeitspanne nehmen einerseits die die Turbine antreibenden Gase jedoch andererseits auch das Kühlfluid der Scheibe und das Kühlfluid des Inneren der Schaufeln (moderne Maschinen besitzen im allgemeinen bezüglich des Problems der zulässigen Begrenzung der Temperatur des Metalls eine gesteuerte Kühlung der Scheibe und eine sehr ausgearbeitete interne Kühlung der Schau feln) die der Verlangsamung oder Verzögerung entsprechen de Temperatur an, wobei jedoch die Erwärmung der Ventilie rungsluft als Folge der thermischen Trägheit der Teile in Berührung mit diesen Fluiden wie Kanäle, Einfassungen usw. vernachlässigt sind, was eine zulässige vereinfachen de Hypothese in erster Annäherung darstellt. Dies ent spricht einer thermischen Zusammenziehung oder Schrumpfung der Schaufel (dta_m - dta_r), die sich zur Zusammenziehung oder Schrumpfung (dcd_m - dcd_r + dcd_m - dca_r) infolge der Verringerung der zentrifugalen Querschnittsverminderungen hinzu-addiert. Jedoch ist in diesem Zustand festzustellen, daß das Ansprechverhalten abhängig von der Zeit der Deh nungen bzw. thermischen Schrumpfungen der Schaufel und der Scheibe sogar verschiedener Teile der Scheibe sehr unterschiedlich ist. Zur Vereinfachung wird im Folgenden nur auf diejenige Zeit Bezug genommen, die eines dieser Elemente benötigt, um eine thermische Dehnung (bzw. Schrumpfung) von 98% der endgültigen Dehnung (bzw. Schrumpfung) zu erhalten, was als 98% - Ansprechzeit oder noch einfacher lediglich als Ansprechzeit bezeichnet wird, nämlich diejenige Zeit, die notwendig ist, um diesen Wert von 98% der thermischen Dehnung bzw. Schrumpfung im vollständig stabilisierten Zustand zu erreichen. Ein charakteristischer Wert dieser Ansprechzeit bei spielsweise für eine Schaufel moderner Bauart liegt in der Größenordnung einiger Sekunden. Im Gegensatz dazu benötigt die Scheibe aufgrund ihrer erheblichen thermischen Trägheit das 50-fache und in bestimmten Fällen mehr, um ihre quasi-stabilisierte Temperatur zu erreichen. Der relativ dünne Felgenkranz der Scheibe (der jedoch dicker als die Schaufeln ist), erwärmt sich relativ schnell bei einer Beschleunigung, umsomehr als er direkt den Wärme fluß empfängt, der vom von den Schaufeln stammenden Wärme fluß kommt, während der zentrale Teil, der im allgemeinen wesentlich dicker ist mehr Zeit benötigt, um sich zu erwärmen (wieder zu erwärmen), wodurch sich ein ent sprechendes Ansprechverhalten bezüglich der thermischen Dehnung gegenüber dem Radkranz und umsomehr gegenüber den Schaufeln ergibt. Auch hier wird unter Ansprechzeit der Scheibe diejenige Zeit verstanden, die diese benötigt, um den 98%-Wert der thermischen Dehnung bzw. Schrumpfung im vollständig stabilisierten Zustand zu erreichen.

Ein charakteristischer Verlauf des Ansprechverhaltens be züglich der Zeit der radialen Verschiebungen der Enden der Schaufeln während einer Beschleunigung bzw. einer Verlangsamung (Bremsung) ist in Fig. 1 dargestellt.

Daraus folgt, daß bekannte Lösungen es nicht ermöglichen, eine Echtzeiteinstellung der Verschiebung der Anordnung des Rings gegenüber einer tatsächlichen (zentrifugalen oder thermischen) Dehnung des geflügelten Rades einzu stellen. Wenn nämlich der Ring, der den Dichteinsatz direkt oder indirekt trägt, bezüglich der gleichen Ansprechzeit wie die Scheibe untersucht wird durch Einwirken beispiels weise auf seine Dicke oder seine Wärmeisolation während der oben erwähnten plötzlichen Verlangsamung, wird zunächst das Spiel erhöht um dcd_m + dca_m + dta_m - dcd_r - dca_r - dta_r, was nicht zu schwerwiegend ist, da dies lediglich eine Rolle für den Wirkungsgrad im Übergangszustand spielt und wobei kein Verschleiß des Dichteinsatzes auftritt, und dann tritt die thermische Schrumpfung der Scheibe auf, was zu einem Radius der geflügelten Scheibe bei der voll kommen stabilisierten Verlangsamung führt von

r_o+ dcd_m - dcd_r + dca_m - dca_r + dta_m - dta_r + dtd_m - dtd_r.

Durch eine fachgemäße Wahl insbesondere des Dehnungsko effizienten α des Rings kann das Spiel, das der vollstän dig stabilisierten Verlangsamung entspricht, sehr nahe an Null, jedoch positiv gemacht werden und auf jeden Fall sehr nahe zum Spiel, wie es im maximalen Betriebszustand stabilisiert ist.

Jedoch wird bei der folgenden plötzlichen Beschleunigung das Spiel negativ, was entweder ein Brechen der Schaufeln oder einen wesentlichen Verschleiß des abreibbaren Dicht einsatzes zur Folge hat, da in 7 Sekunden der Endradius der Schaufeln erhöht wird, um

dcd_m - dcd_r + dca_m - dca_r + dta_m - dta_r

eine Vergrößerung, die in der Größenordnung von beispiels weise 1,5 mm, wenn nicht mehr, liegt, während der Radius des Dichtungsringes praktisch keiner Dehnung unterworfen worden ist.

Zumindest dieses Spiel tritt ständig bei Betriebsbedin gungen in Anschluß an eine solche Beschleunigung nach stabilisierter Verlangsamung auf (in der Größenordnung von beispielsweise mehr als 5 Minuten) und insbeson dere in Anschluß an den stabilisierten Vollgasbetrieb, in Anschluß an die Entfernung durch Abrieb einer Schicht dieser Dicke von dem Dichtungseinsitz, wobei das Spiel darüberhinaus noch größer unmittelbar nach einer Beschleu nigung ist, bevor die Temperatur der Scheibe stabilisiert ist.

Wenn im Gegensatz dazu der tragende Ring mit dem Dehnungs koeffizienten α untersucht wird in Verbindung mit den Eigenschaften seiner Ventilierungsluft, um die gleiche Ansprechzeit wie die Maschine selbst bei der Beschleuni gung und/oder der Bremsung zu erhalten, die gleich oder nahezu gleich der Ansprechzeit der zentrifugalen Dehnung bzw. Schrumpfung der Scheibe und der Schaufeln ist, zumindest annähernd vergrößert um die thermische Dehnung bzw. Schrumpfung der Schaufel, macht demgemäß ausgehend vom stabilisierten Vollgasbetrieb eine plötzliche Verrin gerung das Spiel negativ um den Wert dtd_m - dtd_r, verrin gert um das Spiel zu Beginn im stabilisierten Maximalbe trieb, was zu einem Abheben einer Schicht dieser Dicke von dem Dichteinsatz (in der Größenordnung von 2,5 mm) führt, ein Spiel, das zumindest bei allen folgenden stabilisierten Betriebszuständen wieder auftritt.

Es ist sicherlich möglich, den Verteiler noch komplizierter auszubilden als es weiter oben in Betracht gezogen ist, damit er in geeigneter Weise in Echtzeit auf diese Doppelcharakteristik der Ansprechzeit des Radius der Enden der Schaufeln anspricht, die beispielsweise durch die schematische Darstellung nach Fig. 1 für eine Beschleuni gung oberhalb der Zeitachse und für eine Verlangsamung (Bremsung) unterhalb der Zeitachse wiedergegeben werden kann. Jedoch werden die Nachteile bezüglich der Kompli ziertheit, der Masse, der Kosten und insbesondere der Zuver lässigkeit eines solchen Verteilers um so größer, was ihn doch unausführbarer und weniger zuverlässig machen würde. Darüberhinaus müssen die Kanäle bzw. Leitungen für einen maximalen Ventilierungsdurchsatz vorgesehen werden, der erheblich ist, um auf die Temperatur des tragenden Ringes während der ersten Phase einzuwirken, in der die Scheibe und die Schaufeln auf Geschwindigkeit und auf Temperatur gebracht werden.

Es gibt auch sehr komplizierte bzw. anspruchsvolle Lösungs möglichkeiten dieses Problems, damit dem Innenteil eines Ringes die Dehnung bzw. die Schrumpfung in Echtzeit nach folgen kann, d. h. um zu ermöglichen, daß beispielsweise bei der Beschleunigung der tragende Ring des Dichtungs bandes der Doppelcharakteristik der Ansprechzeiten gemäß Fig. 1 folgt, vgl. z. B. FR-PS 24 50 344, FR-PS 24 50 345. Dennoch ist diese Art einer Anordnung einerseits nur anwend bar auf Turbomaschinen geringer Leistung, die Brennkammern mit Rückführung besitzen. Der Fachmann kann sicherlich diesen Vorschlägen ein Äquivalent für Brennkammern, üblicherweise mit direktem Strom, für Turbomaschinen großer Leistung entnehmen, jedoch nur auf Kosten einer erheblichen und nicht realistischen Verkomplizierung.

Andererseits nimmt die in dem einen oder dem anderen erwähn ten Patent erläuterte Lösung Bezug auf eine als elastisch bezeichnete "Hülse", d. h. eine solche, die verformt werden kann, wenn auf sie Kräfte einwirken. Derartige Lösungen bergen die Gefahr und den Nachteil, daß Konzentrizitäts- und Ovalitätsfehler insbesondere unter Einwirkung von Last faktoren eingeführt werden, wie sie im Fluge auftreten. Es ist daran zu erinnern, daß, wie oben erwähnt, das Vor liegen einer quasi perfekten Konzentrizität um die Rota tionsachse des Fahrzeuges und die Abwesenheit einer Ovalver formung des Dichteinsatzes eine vorherrschende Notwendig keit sind, um unpassendes Spiel zu vermeiden, wobei letz tere Patentschriften diese Bedingungen unbefriedigend er füllen. Vielmehr verursachen ferner aufgrund der erheblichen hyperstatischen Kräfte, die bei den Bogen-Stößen bei einem segmentierten Ring gemäß der FR-PS 24 50 345 auftreten, die geringere Heterogenität der Temperatur oder der Träg heit im Umfangssinn wesentliche Verformungen des segmen tierten Ringes.

Es ist Aufgabe der Erfindung, eine Echtzeitsteuerung des Spiels zwischen den Enden der Schaufeln eines bewegbaren Teils und den Sektoren eines Rings, der vorzugsweise einen Dichteinsatz trägt, sicherzustellen, wobei die Trag anordnung dieser Sektoren eine praktisch perfekte Konzen trizität der Sektoren gegenüber den Enden der Schaufeln sowie ein Aufrechterhalten der Rundheit (Abwesenheit einer Ovalverformung) dieser Sektoren sicherstellt.

Ferner soll die Steuerung des Spiels ohne kompliziertem, unrealistischem und unzuverlässigem Verteiler erfolgen durch direkte Versorgung mit Luft, die von einer der letz ten Stufen, beispielsweise der letzten Stufe des Kompres sors, stammt.

Ferner soll dieses bemerkenswerte Ergebnis mit einem relativ verringertem Luftdurchsatz erreicht werden zugun sten des Wirkungsgrades der Turbomaschine.

Ferner soll die Erfindung die Dichtheit der Sektoren des Dichteinsatzes untereinander und zwischen ihnen und der Traganordnung sicherstellen, um Lecks des antreibenden oder Motor-Fluids zu vermeiden.

Dieses Ziel wird bei einer Dichtungsvorrichtung gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 1 erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruches 1 gelöst. Dabei wird unter "Reaktion" eine Dehnung bei einer Beschleuni gung bzw. eine Zusammenziehung bei einer Verlangsamung (Bremsung) verstanden.

Bei bestimmten Ausführungsbeispielen ist der erste Dreh körper innenliegend und ist der zweite Drehkörper mit thermischer Trägheit außenliegend.

Bei anderen Ausführungsbeispielen ist der erste Drehkörper außenliegend und ist der zweite Drehkörper mit größerer thermischer Trägheit innenliegend.

Die Lagemeßgeberelemente können U-Profilelemente sein, die in Umfangsrichtung sowie radial versetzte Bohrungen aufweisen, in denen elastische Stifte aufgenommen sind.

Bei der vorerwähnten Anordnung, bei der die U-Profilelemen te an vier Punkten angelenkt sind, zwei am ersten Dreh körper und zwei am zweiten Drehkörper, können als Folge von z. B. Anhäufungen ungünstiger Herstelltoleranzen Parallelitätsfehler bei der ersten und der zweiten Anlenkung auftreten, was eine Klemmgefahr oder Betriebs fehler zur Folge haben kann. Um diese Nachteile zu ver meiden, können die Lagemeßgeberelemente bei einer anderen Ausführungsform durch T-Profilelemente gebildet sein.

Um ferner auch die Verwendung von außenliegenden Leitungen, die einen Massen- und Volumenfaktor bilden, zwischen einer der letzten Stufen des Kompressors und der erfindungs gemäßen Vorrichtung zu vermeiden kann, die Ventilierungsluft von einem stromab und außenliegenden Raum der Brennkammer der Turbomaschine abgeführt werden und nach Aufprall auf den ersten Drehkörper und dann auf den Dichteinsatz in den Gasstrom der Turbomaschine ausströmen durch den Dichteinsatz hindurch.

In bestimmten Fällen ist der Drehkörper mit großer ther mischer Trägheit innen/oder außen wärmegedämmt bzw. -isoliert.

Besondere Ausführungsformen sind in den Ansprüchen 11 und 18 gekennzeichnet.

Gemäß einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist der Drehkörper mit großer thermischer Trägheit direkt durch einen Teil des Gehäuses der Turbo maschine gebildet.

Die Aufgabe wird bei einem Verfahren zur Bestimmung einer Dichtungsvorrichtung für bewegbare Schaufeln von Turbo maschinen erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merk male des Anspruches 22 oder durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruches 23 gelöst.

Bei einer dritten Verfahrensweise werden die Dehnungs koeffizienten α₁ des ersten Drehkörpers und α₂ des zweiten Drehkörpers zunächst vorgewählt und gegebenenfalls gleich gewählt und wird ein geeigneter Spielraum zwischen der "Ansprechzeit" während einer Erwärmung oder einer Abkühlung von erstem und zweitem Drehkörper durch eine geeignete Wahl der Wärmedämmungen des zweiten Drehkörpers und der Wärmetauschbeschleuniger an dem ersten Drehkörper sowie durch geeignete Dicken von erstem und zweitem Drehkörper erhalten.

Ein weiteres vorteilhaftes Ergebnis aufgrund der Erfindung wird dadurch erreicht, daß der Ventilierungsluftdurchsatz, der die Echtzeitsteuerung des Spiels der Enden der Schau feln sicherstellt, insbesondere niedriger ist als bei herkömmlichen Vorrichtungen, wobei der Durchsatz, insbe sondere bei einer Ausführungsform, nur, zumindest während dem größten Teil des Betriebes der Turbomaschine, ein win ziger Bruchteil der Ventilierungsluft ist, die üblicher weise verwendet wird.

Ferner ist zu bemerken, daß diese Vorgehensweise, die die Notwendigkeit eines kompliziert bezüglich des Durch satzes und der Temperatur ausgebildeten Luftverteilers, der mittels beispielsweise eines Rechners eingestellt ist, vermeidet, zu einem besonders zuverlässigen System führt, da die Arbeitsweise nur von geometrischen Abmes sungen und Dehnungskoeffizienten sowie Wärmetauschkoeffi zienten abhängt, bei denen es sich um praktisch unver änderbare geometrische oder physikalische Größen handelt und nicht um gesteuerte Bewegungen eines Verteilerven tiles, das Reibungen, möglicherweise Verklemmungen unter liegt, mit Ausnahme einer Ausführungsform, bei der ein sehr einfaches Ein-Ausschaltventil vorliegt.

Die Erfindung wird anhand der in der Zeichnung dargestell ten Ausführungsbeispiele näher erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 eine schematische Darstellung eines signifikanten Beispiels der Änderungen des Radius des Endes von Schaufeln bezüglich einer Beschleunigung und bezüglich einer Verlangsamung in logarithmischer Darstellung über der Zeit,

Fig. 2 eine schematische Seitenansicht einer Turboma schine, wobei in Höhe der erfindungsgemäßen Vorrichtung gemäß einem ersten, einem zweiten und einem fünften Ausführungsbeispiel Teile weg gelassen sind,

Fig. 3 im Teil-Längsschnitt und vergrößerten Maßstab eine Turbine mit einer Dichtungsvorrichtung mit Echtzeitsteuerung des Spiels gemäß der Erfindung gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel,

Fig. 4 den Schnitt IV-IV in Fig. 3,

Fig. 5 den Schnitt V-V in Fig. 4,

Fig. 6 den Schnitt VI-VI in Fig. 4,

Fig. 7 die Ansicht F gemäß Fig. 3 bestimmter Elemente der Erfindung zur Darstellung der Anordnung,

Fig. 8 perspektivisch mit Weglassungen einen Teil der Vorrichtung gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung,

Fig. 9 schematisch eine andere Ausführungsform der Vor richtung zur Zentrierung zweier Elemente gegen einander,

Fig. 10 perspektivisch und auseinandergezogen den Zusammen bau der Dichtelementsektoren mit der Vorrichtung zur Verbesserung der Dichtheit zwischen benachbar ten Sektoren und in radialer Richtung,

Fig. 11 in einer Teilansicht im Längsschnitt, ähnlich der Darstellung gem. Fig. 3, die Dichtungsvor richtung gemäß einer anderen Ausführungsform für den Zusammenbau der Dichtungs-Sektoren,

Fig. 12 schematisch in Seitenansicht, analog der Darstel lung gem. Fig. 2, eine andere Ausführungsform der Versorgung mit Luft der Vorrichtung gemäß der Erfindung,

Fig. 13 und 14 Teilansichten im Längsschnitt eines zweiten Ausführungsbeispiels der Dichtungsvorrichtung mit Echtzeitsteuerung des Spiels gemäß der Erfin dung,

Fig. 15 eine Seitenansicht analog der Ansicht gemäß Fig. 2 einer Turbomaschine mit teilweiser Weg lassung in Höhe der Vorrichtung gemäß einem dritten und einem vierten Ausführungsbeispiel der Erfindung,

Fig. 16 im Teil-Längsschnitt eine Turbine mit einer Dich tungsvorrichtung mit Echtzeitsteuerung des Spiels gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel der Erfindung,

Fig. 17 den Schnitt XVII-XVII in Fig. 16,

Fig. 18 im Teil-Längsschnitt und vergrößerten Maßstab die Dichtungsvorrichtung mit Echtzeitsteuerung des Spiels einer Turbine gemäß einem vierten Ausfüh rungsbeispiel der Erfindung,

Fig. 19 den Schnitt XIX-XIX in Fig. 18,

Fig. 20 den Teil-Querschnitt entsprechend der Schnittlinie XIX-XIX in Fig. 18 zur Erläuterung des Verschie bungsmechanismus der Sektoren, die den Dicht- und Verschleißeinsatz tragen,

Fig. 21 in einem Teil-Längsschnitt analog Fig. 18 ein fünftes Ausführungsbeispiel der Erfindung,

Fig. 22 in einer Ansicht analog der gem. Fig. 19 den Schnitt XXII-XXII in Fig. 21.

In Fig. 1 sind dargestellt,

- oberhalb der Zeitachse t die Schwankungen ΔR abhängig von der Zeit des Radius des Endes von Schaufeln für eine Beschleunigung aus dem ver langsamten Betriebszustand der Turbomaschine, und zwar Schwankungen ausgehend vom stabilisierten verlangsamten Betriebszustand,
- unterhalb der Zeitachse t die Schwankungen ΔR (negativ) abhängig von der Zeit des Radius des Endes der Schaufeln für eine Verlangsamung (Brem sung) aus dem Vollgaszustand in den Verlangsamungs zustand der Turbomaschine , ausgehend vom stabili sierten Vollgaszustand.

Ein Beispiel der Turbomaschine 1 ist schematisch in Fig. 2 dargestellt, wobei sich die im Folgenden erläuterte Funk tionsweise beispielsweise auf die Enden 4 von Schaufeln 2 bezieht, die an einer Scheibe 3 befestigt sind, wie das in Fig. 3 dargestellt ist.

Wie sich aus dem oberen Teil der Fig. 1 für eine Beschleu nigung bzw. aus dem unteren Teil für eine Verlangsamung ergibt, folgt die Schwankung oder Änderung des Radius des Endes 4 der Schaufeln 2 abhängig von der Zeit einem ziem lich komplexen Gesetz, dessen Prinzip im Folgenden für eine Beschleunigung ausgehend vom stabilisierten Verlangsamungs zustand bis zur vollständigen Stabilisierung der Tempera turen im Vollgaszustand der Turbomaschine erläutert wird.

In einer ersten Phase A kurzer Dauer (in der Größenordnung von z. B. 7 Sekunden) sind die vorherrschende Wirkung die zentrifugale Dehnung der Scheibe 3 und der Schaufeln 2 und die thermische Dehnung der Schaufeln 2. Während dieser Phase tritt sicher ein thermischer Dehnungseffekt an der Felge bzw. dem Felgenkranz 5 der Scheibe 3 und ferner, wenn auch in geringerem Umfang, am verdickten Teil 6 gegenüber der Bohrung der Scheibe 3 auf, wobei dieser Effekt jedoch sekundär ist.

In einer zweiten Phase B, die mehrere Minuten dauern kann, wird die thermische Restdehnung der Schaufeln 2 vernach lässigbar zugunsten der thermischen Dehnung des Felgen kranzes 5, wobei die thermische Dehnung des verdickten Teils 6 der Scheibe 3 nach und nach an Bedeutung gewinnt.

In einer dritten Phase C, die ebenfalls mehrere Minuten dauern kann, ist die thermische Dehnung der Schaufel 2 praktisch beendet, wobei der Einfluß der thermischen Deh nung des Felgenkranzes 5 abnimmt und die thermische Deh nung des verdickten Teils 6 zur Bohrung der Scheibe 3 hin vorherrschen wird.

Eine analoge Folgerung kann für den unten liegenden Teil der Kurve gemäß Fig. 1 entsprechend einer Verlangsamung ausgehend vom stabilisierten Zustand bis zum verlangsamten Zustand der Turbomaschine gezogen werden.

Fig. 2 zeigt eine Turbomaschine 1 mit zumindest einem Kompressorkörper 10, ein Verbrennungssystem 12, mindestens eine Turbine 14 mit Verteiler 16 und mit Strahlrohr 18. Die Turbine ist mit einer Vorrichtung 20 zur Steuerung des Spiels gemäß insbesondere einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung versehen, wobei die Vorrichtung 20 ständig mit Luft versorgt ist, die zumindest von einer Stufe des Kompressors stammt, beispielsweise am stromabseitigen Ende davon entnommen ist über mindestens eine Leitung 22 (vgl. auch Fig. 4).

Gemäß Fig. 3 weist die Turbinenanordnung einen Verteiler 16 aus festen Schaufeln 17, die in an sich bekannter Weise an einem Innenring 24 und einem Außenring 26 befestigt sind, auf, die ihrerseits mit einem Endabschnitt 29 der Außenhülle der Brennkammer einstückig verbunden sind, die nicht dargestellt ist. Der Außenring 26 ist andererseits zentriert in einem Gehäuse 28 über einen Radialflansch 30 gehalten, der sich über eine ω-förmige Dichtung 32 an eine zylindrische Anlagefläche am Ende eines konusförmigen Teils 34 anlegt, das mit dem Gehäuse 28 einstückig ist. Der ω-förmige Dichtring 32 stellt auch die Dichtheit zwischen dem Körper 34 und einem U-Element 54 als Lage meßgeberelement her, was weiter unten näher erläutert wird.

Am stromabseitigen Ende des Gehäuses 28, das mit einem radialen Bundring abschließt, ist beispielsweise über eine Folge von nicht dargestellten Bolzen ein radialer Bund ring des Gehäuseringes 36 befestigt, der die Vorrichtung 20 zur Echtzeitsteuerung des Spiels gemäß der ersten Ausfüh rungsform der Erfindung umgibt. Dieser Ring 36 besitzt eine ausreichende Trägheit, damit er sich in Zusammenwirkung insbesondere mit den radialen Bundringen am stromabseitigen Ende des Gehäuses 28 und am stromaufseitigen Ende des stromabseitigen Gehäuses 38 nicht verformen kann, insbeson dere nicht oval verformen kann. Wie das weiter unten er läutert wird, weist der Gehäusering 36 obligatorisch be stimmte Heterogenitäten (Ungleichförmigkeiten) im Aufbau auf, wenn diesbezüglich keine Vorsorge getroffen wird,die punktuell, jedoch an mehreren Stellen, die Trägheit sowohl mechanisch als auch thermisch verändern. Der Durchschnitts fachmann weiß jedoch, daß mittels adäquater Verstärkungen diese Heterogenitäten kompensiert werden können, damit der Trägheitsquerschnitt des Gehäuseringes 36 praktisch längs des Umfanges unverändert ist und damit ein äquivalentes Ergebnis erreicht werden kann bezüglich der Zentrierung der Vorrichtung gegenüber der Achse und deren Vermeidung einer Ovalverformung, wie das weiter unten erläutert wird.

Gem. Fig. 3 und 4 enthält der Gehäusering 36 insbeson dere Einbauchungen 40 (taschenförmige Vertiefungen), die beim dargestellten Ausführungsbeispiel die Form sehr großer Längsrillen besitzen (vgl. Fig. 8), die regelmäßig verteilt sind, und, wie weiter unten erläutert wird, dazu dienen, einen Außenring 42 in dem Gehäusering 36 zu zen trieren. Der Gehäusering 36 weist darüberhinaus mindestens einen Lufteintritt 22 auf (vgl. auch Fig. 2) und vorzugs weise eine ausreichend große Anzahl derartiger Einlässe, die in Umfangsrichtung verteilt sind und die über spulen körperförmige Hülsen, kurz Spulenkörper 44 die Versorgung mit Luft sicherstellen, die von einer der Stufen des Kompressors stammt, für den Ringraum zwischen dem Außen ring 42 und einem Ring 56 mit sehr kurzer Ansprechzeit, der weiter unten erläutert wird.

Der Ring 42 ist monolithisch (einteilig) bzw. fest gefügt und kann nach außen mit einer Wärmeisolierschicht 48 be schichtet sein, die Wärmetausch bremst bzw. verzögert. Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist er innen mit einer dünnen Wärmeisolierschicht 50 mit großem Isolierver mögen beschichtet, beispielsweise eine Beschichtung auf der Grundlage von Magnesiumzirkonat mit Hinzufügung des Zirkonats anderer Metalle, was Wärmetausch mit in dem Ringraum zwischen dem Ring 42 und dem Ring 56 umgewälzter Luft erheblich verlangsamt.

Der Ring 42 weist darüberhinaus Längsbuchsen oder -klemmen 52 auf, die regelmäßig verteilt sind (vgl. Fig. 8), die mit den Einbauchungen 40 zusammenwirken, um den Ring 42 in dem Gehäuse 36 zu zentrieren. Selbstverständlich erlauben die Klemmen 52 ein radiales Spiel gegenüber dem Boden der Einbauchungen 40 , das ausreicht, damit eine freie Wärme dehnung des Ringes 42 in das Gehäuse 36 möglich ist. Die Trägheiten der Gehäuse 28 und 38 und des Ringes 36 (Fig. 3) einerseits und des Außenringes 42 andererseits, die dem Zentriersystem mittels der Klemmen 52 in den Ausbauchungen 40 zugeordnet sind, stellen die Konzentrizität des Ringes 42 und seine Unverformbarkeit sicher. Im übrigen ist der Ring 42 im wesentlichen in Umfangsrichtung ausgeglichenen Kräften ausgesetzt, mit der Ausnahme der Massenkräfte, die relativ geringe Bedeutung besitzen. Aufgrund der wesent lichen thermischen oder Wärmeträgheit des Ringes 42 und des möglichen Vorliegens der Wärmedämmungen 48 und 50 ist die thermische "Ansprechzeit", d. h. die Zeit, die erforder lich ist, damit er sich praktisch bis auf die Temperatur der Luft im Vollgasbetrieb erwärmen kann, die über die Spulenkörper 44 zugeführt ist, für eine Beschleunigung ausgehend vom verlangsamten Zustand (bzw. sich abkühlen kann bis zu einer Temperatur der Luft im verlangsamten Zustand für eine Verlangsamung, ausgehend vom Vollgas zustand), eine lange Zeit in der Größenordnung von bei spielsweise 10 Minuten.

Im Inneren des Ringes 42 ist mit langer Ansprechzeit und an ihm in isostatischer Weise über U-Elemente 54, Lage meßgeberelemente, die weiter unten erläutert werden, befestigt ein zusammengesetzter Ring 56 mit sehr geringer Ansprechzeit angeordnet. Dieser zusammengesetzte Ring 56 besteht beim dargestellten Ausführungsbeispiel einerseits aus einem monolithischen Innenring 60, der radiale Außenwände 70, 70a besitzt und auch innere radiale Trennwände 72 aufweisen kann, damit er eine ausreichende Querschnittsträgheit besitzt, um Verformungen und insbesondere Ovalverformungen für ihn zu vermeiden, und andererseits aus einem Außen deckel 58. Es ist ferner zu bemerken, daß, wie das weiter unten erläutert wird, die Kräfte, die auf diesen Ring einwirken - außer den Massenkräften, die nahezu vernach lässigbar sind - längs des Umfanges ausgeglichen sind. Es sind daher keine wesentlichen Verformungen mechanischen Ursprungs für diesen Ring 56 zu erwarten sowohl im Über gangszustand als auch im Dauerbetriebszustand.

Es ist zu bemerken, daß es nicht unbedingt notwendig ist, daß die Gehäuseringe und Ringgehäuse, die oben erläutert sind, beispielsweise das Gehäuse 36, der Ring 42, der Ring 56 und dessen Innenring 60, bei allen Phasen des Betriebes der Turbomaschine perfekte Rotationskörper bleiben. Es genügt nämlich, es ist andererseits jedoch auch notwendig, daß die homologen Punkte auf einem zur Achse zentrierten Kreis sowie in Umfangsrichtung verteilt verbleiben.

Der Außendeckel 58 kann in Sektoren aufgeteilt sein und ist in Berührung mit der Luft, die über die Leitungen 22 (vgl. Fig. 4) zugeführt wird, die bei dem bevorzugten Aus führungsbeispiel in ausreichender Anzahl vorgesehen sind und den Ringraum zwischen den Ringen 42 und 58 in homogener Weise in Richtung des Umfanges zu versorgen. Der Ring 60 und sein gegebenenfalls sektorisierter Deckel 58 können miteinander mittels jeglichem bekannten Mittel verbunden sein, wie mittels Diffusionslöten. Der Deckel 58 ist von einer großen Anzahl von Löchern durchsetzt, um die ver schiedenen Elemente des Innenringes 60 über Aufprall in an sich bekannter Weise zu kühlen.

Die Luftumwälzung um und in dem Ring 56 erfolgt, wie das aus dem dargestellten Beispiel folgt. Die vom Kompressor 10 (vgl. Fig. 2) über Leitungen 22 (Fig. 2 und 4) zugeführte Luft dringt über die Spulenkörper 44 in den Ringraum zwischen dem Ring 42 und dem Außendeckel 58 des Ringes 56 ein. Über radiale Löcher oder Öffnungen 62 (Fig. 3), die in großer Anzahl und regelmäßig verteilt am Deckel 58 vorgesehen sind, dringt die Luft in das Innere des zusammengesetzten Ringes 56 ein und kühlt durch Aufprall den Innenteil 64 des Teils 60 des zusammengesetzten Ringes 56. Über Löcher 66, die in den schrägen Abschnitten 68 (vgl. Fig. 6) des Deckels 58 sowohl stromauf als auch stromab vorgesehen sind, kühlt die vom Kompressor stammende Luft durch Auf prall die radialen stromaufseitigen und stromabseitigen Wände 70 bzw. 70a des Ringes 56. Die Luft, die in stromauf und stromabseitige Ringkammern des Ringes 56 eingedrungen ist, Kammern, die durch den Innenteil 64 des Ringes 60, durch die radial äußeren Trennwände stromauf und stromab 70 bzw. 70a, durch den Außendeckel 58 und durch die inneren radialen Trennwände 72 begrenzt sind, ergießt sich zwischen dem Ring 56 und den U-Elementen 54, den Lagemeßgeberelemen ten,

- einerseits über regelmäßig in der Innenzone der äußeren radialen Trennwände 70, 70a des Ringes 56 verteilte Löcher 74,
- andererseits über Löcher 76, die in den zusätzlichen radi alen Trennwänden 72 vorgesehen sind, zur mittleren Ringkammer des Ringes 56, wo diese Luft sich schließlich mit der Luft vermischen kann, die den Außendeckel 58 über Löcher 78 durchquert hat, die in dessen mittleren Teil vorgesehen sind. Die Luft, die in die mittlere Ringkammer des Ringes 56 über die Löcher 76 und gegebenenfalls über die Löcher 78 eingetreten ist, verläßt diese Ringkammer über Löcher 80. Sie wälzt sich anschließend einerseits nach stromauf, andererseits nach stromab im Inneren des U-Elementes 54 unter Bespülen der zylindrischen Innenwand 64 des Ringes 56 nach stromauf bzw. stromab und entweicht dann radial unter Vermischung mit von den Löchern 74 stammender Luft, wobei die radialen stromaufseitigen und stromabseitigen Wände 70 bzw. 70a des Ringes 56 außen bespült werden. Daraus folgt, daß alle innen und außen liegenden Wände des Ringes mit Luft bespült sind bzw. in dieser eingetaucht sind, die vom Kompressor stammt, weshalb sie sehr schnell auf die entsprechende Temperatur dieser Stufe des Kompres sors gebracht werden, von der die Abnahme erfolgt ist. Im übrigen kann dieser Austausch durch jede an sich bekann te Vorgehensweise beschleunigt werden. Beispielsweise können die Wände 70, 70a und die Innenwand 64 des zylindrischen Teils des Ringes 56 insbesondere auf der zur Mitte des Deckels 58 gewandten Seite Wärmetauschbeschleuniger (z. B. Stifte oder Rippen) besitzen, die nicht dargestellt sind. Das Gleiche trifft für die beiden restlichen Seiten bezüglich der weiteren zusätzlichen Trennwände 72 zu. Die Ventilierungsluft bespült, nachdem sie durch das Innere und das Äußere des zusammengesetzten Ringes 56 über die Löcher 74 und 80 umgewälzt worden ist, daher die Innen wände und Seitenwände des Ringes 56 und folgt anschlie ßend folgendem Weg:
- stromaufwärts tritt sie über Löcher 82, die in der stromaufwärtigen Wand des Lagemeßgeberelementes 54 vorgesehen sind, bespült diese und kehrt anschließend in Richtung stromaufwärts zurück nach außerhalb des Ringes 42 mit sehr langem Ansprechverhalten, entsprechend den Pfeilen f in Fig. 3,
- stromabwärts, nachdem sie die stromabwärtige Außenwand 70a des Ringes 56 bespült hat, tritt sie über Löcher 84 der Lagemeßgeberelemente 54 entsprechend den Pfeilen f in Fig. 3, in einen Raum, in dem sie mit der Luft vereinigt wird, die stromaufwärts umgewälzt worden ist. Die Luft entweicht aus diesem Raum in an sich bekannter Weise über Löcher 86, die in einer Wand 88 vorgesehen sind, die mit dem stromabwärtigen Gehäuse 38 einstückig ist.

Die verschiedenen oben erläuterten Ausführungen bzw. Anord nungen geben dem Innenring 56 eine sehr geringe Ansprech zeit in der Größenordnung von, bei einem typischen Aus führungsbeispiel, 7 Sekunden.

Aus der Untersuchung der Ventilierung ergibt sich ferner für den Außenring 42 wie für den Innenring 56, daß in Um fangsrichtung und unter der einzigen Annahme, daß die Ver sorgung über die Leitungen 22 und die Spulenkörper 44 in geeigneter Weise verteilt und in geeigneter Anzahl erfolgt, die Temperatur der Ringe 42 und 56 in Umfangsrichtung homogen bleibt selbst im Übergangszustand. Dies schließt tatsächlich aus, daß es Verformungen thermischen Ursprungs dieser Ringe gibt.

Der Außenring 42 weist (vgl. Fig. 4 und Fig. 6) beispiels weise in Höhe der Klemmen 52 zur Zentrierung im Gehäuse Längsbohrungen 90 auf. In gleicher Weise (vgl. Fig. 4 und Fig. 5) weist der Innenring 56 insbesondere an seinen radialen äußeren Flächen 70, 70a Bohrungen 92 auf.

Fig. 6 zeigt die U-förmigen Lagemeßgeberelemente 54, die einerseits beispielsweise über einen elastischen Stift 94 an der Anlenkung angelenkt ist, die durch die Bohrungen 90 gebildet ist, an dem Ring 42 mit langer Ansprechzeit.

Andererseits (Fig. 5) ist er über einen elastischen Stift 96 an einer Anlenkung angelenkt, die durch die Bohrungen 92 gebildet ist, an dem Ring 56 mit sehr geringer Ansprechzeit. Diese U-Elemente 54, die alle ähnlich sind, weisen an ihrem Innenteil, zur Mitte beim dargestellten Ausführungsbeispiel, einen Doppelzapfen 98 auf (vgl. Fig. 4 und Fig. 7 und 8), der die Sektoren 100 eines Dicht- und Verschleißeinsatzes trägt, dessen Innenteil, wenn die Sektoren maximal zueinander ausgerichtet sind, mit einem sehr engen Umfangs spiel (das abhängig von den Betriebsum ständen veränderbar ist) einen Rotationskörper-Ring bildet, der zentriert ist und unverformbar ist, der jedoch Durchmesser besitzen kann, die bezüglich auch der Über gangsbetriebsbedingungen einstellbar sind.

Gemäß den Fig. 7 und 8 sind Längsrillen 102 an jeder Seite der Dichtungssektoren 100 vorgesehen. Diese Rillen 102 wirken mit den Doppelzapfen 98 zusammen, um bei jedem Betriebszustand die Dichtsektoren 100 der Gesamtheit der Vorrichtung, die auf die Temperaturen der Luft des Kom pressors anspricht, zu steuern. Die Sektoren 100 besitzen bezüglich den benachbarten Sektoren an der Innenseite ein minimales Spiel im Ruhezustand und ein Umfangsspiel, das mit dem Betriebszustand der Turbomaschine zunimmt. Die Relativverschiebung ist aufgrund einer Umfangslänge der Doppelzapfen jeder Seite möglich, die in jedem Fall kleiner als beim Ruhezustand ist,und umsomehr im Maximalbetriebs zustand, als die Umfangslänge der Rillen 102. Wie das weiter unten erläutert wird, können bei einer bevorzugten Lösung die sehr geringen Lecks, die entstehen können, ihrerseits beseitigt werden. Bei dieser Dichtungsvorrich tung können nämlich Lecks entstehen:

- einerseits radial zwischen den Doppelzapfen und den Dicht segmenten, wobei die Gefahr besteht, daß Wärmemengen den U-Kraftmeßgeberelementen zugeführt wird, wodurch die Kon zentrizität der Sektoren beeinträchtigt wird, wenn diese Wärmemengenzufuhr beispielsweise lokalisiert ist,
- oder in Längsrichtung in dem Spiel zwischen zwei benach barten Sektoren, wodurch Verluste zwischen Stromauf-und Stromabseite (für eine Turbine) hervorgerufen werden.

Es muß auch präzisiert werden, daß die Doppelzapfen 98 eine abgerundete Form besitzen müssen mit Verjüngung ihrer Wurzel an jeder Seite der Zapfen derart, daß die sehr leichten Drehungen in der einen oder der anderen Richtung ohne Klemmen aufgenommen werden können, die jeder Zapfen während der Beschleunigungs- und Verlangsamungsbe triebe durchführt (eine Drehung in einer Richtung während der schnellen Änderung, eine Drehung in der anderen Richtung während der langsamen Änderung des Radius R des Endes der Schaufeln).

Es muß ferner präzisiert werden, daß die Doppelzapfen 98 eine sehr verringerte Umfangslänge besitzen können gegen über der, die in den Zeichnungen zum besseren Verständnis dargestellt ist.

Aus dem Vorstehenden ergibt sich, daß der Dichtungsring in der Tat eine Anordnung von Sektoren 100 ist, der folg lich nicht monolithisch im strengen Sinn sein kann (ob wohl eingangs von der Notwendigkeit ausgegangen worden ist, eine praktisch vollständige Unverformbarkeit des Dichtungsringes sicherzustellen; eine Voraussetzung dafür, daß ein geringes Spiel sichergestellt werden kann), und trotzdem in Wirklichkeit alles so erfolgt, als ob er monolithisch wäre. Fig. 8 zeigt eine Teil-Übersichtszeich nung (perspektivisch), aus der besser der allgemeine Zusammenhang der Anordnung hervorgeht, wobei das Gehäuse 36 abgehoben ist mit der Ausnahme eines in Explosions darstellung dargestellten Teils, der die Vertiefung oder Einbauchung 40 aufweist. In Fig. 8 sind ferner lediglich die zum Verständnis der Relativbewegungen bei den Über gangszuständen und den Dauerzuständen notwendigen Elemente der mechanischen Elemente dargestellt. Insbesondere sind dargestellt

- lediglich ein Teil des monolithischen äußeren Ringes 42 mit der äußeren Wärmedämmung 48 und der inneren Wärmedämmung 50, ein Kontaktblock 52 und eine Anlenkung 90,
- ein U-förmiges Lagemeßgeberelement 54, das bei 90 am Ring 42 und bei 92 am Ring 56 angelenkt ist und das einen Doppelzapfen 98 trägt,
- ein Teil des monolithischen Ringes 56 mit seinem Deckel 58 und der Anlenkung 92, und
- zum einen vollständig, zum anderen teilweise zwei Dich tungssektoren 100.

Es zeigt sich, daß, obgleich sie nicht monolithisch ist, die Anordnung der Sektoren sich sicher aufweiten oder zusammenziehen kann, jedoch in jedem Augenblick, auch zu Übergangszeiten, einerseits den gleichen Konzentrizität charakter gegenüber der Achse der Maschine beibehält und andererseits einen unverformbaren Charakter beibehält, als ob sie monolithisch wäre. Im Ergebnis ist, wie weiter oben ausgeführt, das Gehäuse 36 praktisch unverformbar, ist der Ring 42 mit langer Ansprechzeit über seine Kon taktklötze 52 in den Einbauchungen 40 zentriert und liegt eine ausreichende Trägheit vor, damit keine Verformung auftritt. Die Dehnungen oder Zusammenziehungen, denen es dadurch unterliegt, daß es langsam die Temperatur der Luft am Austritt des Kompressors annimmt, dürften die ringförmige Eigenschaft als zur Achse der Turbomaschine konzentrischer Drehkörper nicht ändern, sondern werden viel mehr lediglich die Anlenkungen 90 in radialer Richtung verschieben. In gleicher Weise weist der Ring 56 mit sehr kurzer Ansprechzeit eine ausreichende Trägheit auf, um ein Drehkörper zu bleiben. Die Dehnungen oder Zusammenziehungen, denen er unterliegt, wenn er sehr schnell die Temperatur die Luft am Ausgang des Kompressors annimmt, dürften eben falls den Ringcharakter als Drehkörper und auch nicht des sen Konzentrizität zur Achse der Turbomaschine beeinflussen. Jedoch verschiebt sich unter Berücksichtigung der Dehnung oder der Zusammenziehung der U-förmigen Lagemeßgeberelemente 54 jede Anlenkung 92 zunächst während beispielsweise der Beschleunigung um ein Ausmaß, das sich aus der folgenden Kombination ergibt:

- Einerseits nimmt in radialer Richtung der Radius für eine Beschleunigung als Folge der Dehnung des Ringes 56 zu (bzw. nimmt als Folge einer Bremsung oder Verlangsamung ab),
- andererseits gibt es eine leichte Drehung um die Anlenkung 90, die zu einem ersten Zeitpunkt praktisch fest bleibt,
- schließlich gibt es eine Dehnung (bzw. Zusammenziehung) des U-förmigen Lagemeßgeberelementes 54, wobei diese Deh nung bzw. Zusammenziehung des Rings gleich ist für alle Lagemeßgeberelemente 54 sowohl während eines schnellen als auch eines langsamen Übergangs als auch während eines stabilisierten Zustandes aufgrund insbesondere der Venti lierung aller Meßgeberelemente 54, wobei die Wärmeflüsse, die durch sie erhalten bzw. abgegeben werden, streng gleich bleiben für jedes der Lagemeßgeberelemente 54.

Nach dieser schnellen Erhöhung des Radius der Lage der Anlenkungen 92 und korrelativ dazu des Radius der Lage der Zapfen 98, die die Dichtungssektoren 100 bei der Be wegung steuern, können bei dieser ersten Phase der U-förmigen Lagemeßgeberelemente 54 und insbesondere bei der Vergrößerung des Radius der Lage der Anlenkungen 92 diese Anlenkungen 92 als praktisch ortsfest angesehen werden bezüglich der nahen Antwort in der thermischen Ebene der U-förmigen Kraft- bzw. Lagemeßgeberelemente 54 und bezüglich der radialen Verschiebung der Anlenkung 90, die im Folgen den erläutert wird. Der Ring 42 mit langer Ansprechzeit nimmt insbesondere aufgrund seiner möglichen Wärmedämmun gen 48 und 50 langsam seine stabilisierte Temperatur ein. Beim Erwärmen für eine Beschleunigung bzw. beim Abkühlen für eine Verlangsamung oder Bremsung dehnt er seine Winkel lage gegenüber dem Gehäusering 36 aus (bzw. zieht sich dem gegenüber zurück), der unverändert bleibt. Die Anlen kungen 90 verschieben sich alle um das gleiche Ausmaß ab hängig von der Zeit in radialer Richtung nach außerhalb für eine Beschleunigung (bzw. nach innerhalb für eine Verlangsamung), wodurch der Ring 42 zentriert bleibt und keine Ovalverformung erhält. Aufgrund dieser radialen Be wegung der Anlenkungen 90 schwingen die U-förmigen Lagemeßgeberelemente 54 leicht in inverser bzw. umgekehrter Richtung zur ersten Verschiebung mit sehr geringer An sprechzeit, wodurch der Radius der Lage der Doppelzapfen 58 vergrößert (bzw. verringert) wird, die die Lage der Sektoren 100 steuern.

Auf jeden Fall ist für sowohl den schnellen als auch den langsamen Übergangszustand als auch im stabilisierten Zustand für jede Bezugsstelle, die mit einer der Ausbauchun gen 40 verbunden ist (eine radiale Achse R, eine tangen tiale Achse T und eine Längsachse L; vgl. auch Fig. 3 und 4 für die Darstellung der Referenzgrößen die insbesondere mit jeder Vertiefung 40 verbunden sind), in Umfangsrich tung die Verschiebung jedes Punktes einer Anlenkung 92 die gleiche abhängig von der Zeit. Gegenüber den gleichen Bezugsgrößen, die für jede taschenförmige Ausbuchtung 40 spezifisch sind, besitzen die entsprechenden U-förmigen Elemente 54 genau die gleiche Lage, wobei der Abstand zur Achse der Turbomaschine jedes Doppelzapfens 58 der gleiche ist und der Winkel zwischen zwei benachbarten Doppelzapfen genau 2π/n ist, mit n = Anzahl der Zapfen. Jeder Dichtungs sektor 100 besitzt daher die gleiche relative Lage gegen über der Achse, und das Spiel an den Spitzen der Schaufeln gegenüber jedem der Sektoren ist von Sektor zu Sektor gleich. Es muß dennoch festgestellt werden, daß sich jeder Sektor beim Maximalbetriebszustand durch Translationsbe wegung in radialer Richtung des Zapfens verschiebt, wobei das Spiel in der Mitte jedes Sektors sehr leicht gegen über dem Spiel an beiden seiner Enden erhöht ist. Diese sehr geringe Differenz des Spiels hängt offensichtlich von der Bedeutung bzw. der Größe der Dehnungen ab, jedoch auch vom Winkel der Sektoren und folglich von deren An zahl. In einem charakteristischen Fall liegt diese Diffe renz in der Größenordnung von 0,05 mm, kann jedoch selbst verständlich auf "kaltem" Wege dadurch kompensiert werden, daß die Krümmung der Sektoren gewählt wird, wie das weiter unten erläutert wird.

Jeder der Dichtungssektoren 100 verschiebt sich durch Translationsbewegung in radialer Richtung mittels der Zapfen 98. Die Sektoren befinden sich in Ruhe auf einem Kreis mit mittlerem Radius R_vo und in der Wärme auf einem Kreis mit mittlerem Radius R_vi. Sie besitzen einen Krüm mungsradius R_vco im kalten und R_vci im Betriebszustand. Dieser Krümmungsradius ändert sich abhängig von den mecha nischen und thermischen Beanspruchungen, denen jeder Sektor ausgesetzt ist. Wenn eine Spanne oder Abweichung zwischen R_vi und R_vci vorliegt, ändert sich das radiale Spiel zwischen dem Rotor und dem Stator - geringfügig - zwischen der Mitte und dem Ende jedes Sektors.

Es ist möglich, ein radiales Spiel zwischen den Sektoren und den Enden bzw. Spitzen der beweglichen Schaufeln zu erhalten, das vollkommen gleichförmig für einen ausgewähl ten Betriebszustand ist, der durch den Index j bezeichnet wird, wenn in folgender Weise vorgegangen wird:

- Für diesen Betriebszustand befinden sich die Sektoren auf einem Kreis mit Radius R_vj, wobei jeder einen Krümmungs radius R_vcj besitzt, der gleich R sein soll,
- zwischen dem Ruhezustand und dem Zustand j ändert sich der mittlere Radius eines Sektors um das Ausmaß ΔR_vj = R_vj - R_vo und ändert sich der Krümmungsradius dieses Sektors um das Ausmaß ΔR_vcj = R_vcj - R_vco,
- damit die Sektoren im Zustand j einen perfekten Ring bil den, genügt es, sie einzeln mit einem anfänglichen Krüm mungsradius R_vco zu fertigen gemäß: R_vco = R_vo + ΔR_vj - ΔR_vcj.Einer der vorherrschenden Gründe für das Aufrechterhalten der Konzentrizität der Sektoren und der Abwesenheit einer Ovalverformung ist zusätzlich zur Homogenität in Umfangs richtung der Ventilierung der Trag- oder Stützelemente 36, 42, 54, 56 die Tatsache, daß die relative Lage der Anlenkungen 90 und 92 in Umfangsrichtung unterschiedlich ist. Für eine Beschleunigung ausgehend vom Verlangsamungs zustand bis zum Vollgaszustand läßt die Dehnung des Rings 56 die U-förmigen Lagemeßgeberelemente 54 um ihre Anlen kungen 90 (bei der Darstellung gemäß der Zeichnung in Uhrzeigerrichtung) drehen, während gleichzeitig die Deh nung der Elemente 54 die Anlenkung 92 von der Anlenkung 90 entfernt. Es ergibt sich daraus mit sehr geringer Ansprechzeit einerseits eine Erhöhung des Radius der Lage der Anlenkung 92 und korrelativ damit der Zapfen 98 und andererseits eine geringfügige Drehung des Rings 56 (im Gegenuhrzeigersinn) gegenüber dem Ring 40 und dem Gehäuse ring 36. Als Folge erwärmt sich der Ring 42 fortschreitend und langsam (gemäß einem Beispiel in etwa 10 Minuten). Die Anlenkungen 90 verschieben sich radial, wodurch die U-förmigen Lagemeßgeberelemente sich im Gegenuhrzeigersinn um ihre Anlenkung 92 verdrehen. Korrelativ damit und fort schreitend mit langer Ansprechzeit nimmt der Radius der Lage der Doppelzapfen 98 gegenüber der Achse der Turbo maschine zu, wodurch diese schließlich einen Radius er halten, der dem stabilisierten thermischen Zustand der Turbomaschine bei Vollgas entspricht. Es gibt daher, was ein wesentliches Grundelement der Echtzeitsteuerung des Spiels darstellt, keine Neigung zur Ovalverformung als Folge der hyperstatischen Kräfte aufgrund thermischer Heterogenitäten oder aus irgendeinem anderen Grund.

Es muß ferner darauf verwiesen werden, daß bei der dar gestellten Lösung die Zapfen 98 in der Mitte des U-förmigen Lagemeßgeberelementes 54 vorgesehen sind. Dies entspricht theoretisch dem Optimum, wenn die Dehnungen die folgende Gleichung erfüllen:

(dcd_m - dcd_r) + (dca_m - dca_r) + (dta_m - dta_r) = (dtd_m - dtd_r).

(Die Bedeutung der verschiedenen Symbole ist weiter oben erläutert). Selbstverständlich gilt dies nicht immer für einen bestimmten Motortyp. Es ist jedoch zu bemerken, daß in dem Fall, in dem beispielsweise die Differenz zwischen dem Maximalzustand und dem Verlangsamungszustand für den ersten Term der obigen Gleichung (d. h. die Summe der differentiellen zentrifugalen Verschiebungen der Scheibe und der Schaufel zuzüglich der thermischen Verschiebung der Schaufel bei geringer Ansprechzeit) beispielsweise viel größer ist als der zweite Term dieser Gleichung (d. h. die thermische Dehnung der Scheibe mit sehr langer Ansprechzeit), die Zapfen 98 in Umfangsrichtung gegenüber den U-förmigen Lagemeßgeberelementen 54 zur Berücksichtigung des Verhältnisses zwischen der Dehnung gemäß dem ersten Term der Gleichung und der Gesamtdehnung positioniert werden können. Für jedes U-förmige Element 54 muß nämlich das Ver hältnis der Winkelabstände zur Achse 92 des Zapfens 98 und zur Achse 90 in dem Verhältnis der Dehnungen (bzw. Zu sammenziehungen) mit geringer Ansprechzeit (erster Term der Gleichung) zur gesamten Dehnung (bzw. Zusammenziehung), stehen, d. h.:

Eine andere Dimensionierungsmethode besteht darin, zunächst die die Ringe 42 und 56 bildenden Materialien zu wählen, um deren Wärmedehnungskoeffizienten α festzulegen. Die Einstellung der radialen Verschiebungen des Dichteinsatzes, der durch die Sektoren 100 gebildet ist, gegenüber den radialen Verschiebungen der Enden 4 der Schaufeln 2 der Turbine erfolgt nun einerseits durch die Wahl der Stufe der Abnahme der Ventilierungsluft im Kompressor, was die Temperaturspanne der Teile zwischen den stabilisierten Verlangsamungs- und Vollgaszuständen bestimmt, wobei der Einfluß auf die tatsächlichen Dehnungen der Ringe 42 und 56 durch die Wärmedämmungen oder die Wärmetauschbeschleu niger berücksichtigt ist, und andererseits durch Optimieren der Lage der Zapfen 98 zum Minimisieren der Spanne zwischen den radialen Verschiebungen des Rotors und des Stators. Die radiale Verschiebung der Zapfen 98 und damit der Sek toren 100 ist nämlich in jedem Augenblick in erster An näherung das Baryzentrum der radialen Verschiebungen des Rings 56 mit geringer Ansprechzeit und des Rings 42 mit langer Ansprechzeit, die durch die Koeffizienten beeinflußt sind, die gleich der relativen Winkelspanne oder Winkel abweichung sind, gemessen ausgehend von der Achse der Turbo maschine, die den Zapfen 98 von den beiden elastischen Stiften 90 und 92 trennt. Die radialen Verschiebungen der Zapfen 98 folgen auf diese Weise den radialen Verschie bungen der Enden 4 der Schaufeln 2, wie dies durch ein kennzeichnendes Beispiel dargestellt werden kann mittels der reellen Dehnungs- bzw. Zusammenziehungskurve des Endes der Schaufeln, wie dies in Fig. 1 wiedergegeben ist.

Andere Verfahren zur Dimensionierung sind möglich durch zuvor Wählen des einen oder des anderen unabhängigen Parameters: Dehnungskoeffizient α der Materialien, Höhe oder Ort der Abnahme am Kompressor, was die Temperatur spanne ΔT der Lufttemperatur beeinflußt, Verhältnis der Winkelabstände der Zapfen gegenüber den Anlenkungen 92 und 90 und Wärmetauschbeschleuniger oder -verzögerer. Bei einem bevorzugten Verfahren werden in einem ersten Schritt die Materialien des Innen-Drehkörpers und des Außen drehkörpers (und damit deren Dehnungskoeffizienten α_i und α_e, die im übrigen gleich sein können) gewählt sowie die Kompressorstufe hohen Drucks gewählt, der die Venti lierungsluft abgenommen wird (damit die Temperaturspanne ΔT zwischen den stabilisierten Verlangsamungs- und Vollgaszuständen), wird dann in einem zweiten Schritt die Lage der Doppelzapfen an den U-förmigen Lagemeßgeberele menten 54 bestimmt, werden dann in einem dritten Schritt einerseits die Wärmetauschbeschleuniger bezüglich des Innendrehkörpers und andererseits die Wärmetauschverzögerer bezüglich des Außendrehkörpers bestimmt und damit die Ansprech zeit dieser beiden Teile, um eine radiale Verschiebung des Dichteinsatzes 100 zu erhalten, die zur radialen Verschie bung der Enden der Schaufeln 2 abhängig von der Zeit während einer Bedienung (eines Betriebszustandswechsels) der Turbomaschine identisch ist.

Bezüglich der Wahl der Materialien der Ringe 42 und 56 und zur besseren Darstellung wird im Folgenden ein typischer Fall erläutert, bei dem gilt:

- der Wärmedehnungskoeffizient der Scheibe mit Radius r_d zwischen dem Verlangsamungs- und dem Vollgaszustand ist zu α_d bestimmt und die entsprechende Temperaturdifferenz des Metalls der Scheibe ist zu ΔT_D bestimmt,
- der Wärmedehnungskoeffizient der Schaufel mit Länge l ist zu α_a bestimmt und die entsprechende Temperaturdiffe renz des Metalls der Schaufel ergibt sich zu ΔT_a,
- der Wärmedehnungskoeffizient des Rings 42 mit Radius r_e ist zu α_e bestimmt bzw. zu bestimmen und der Wärmedeh nungskoeffizient 56 mit Radius r_i ist zu α_i bestimmt bzw. zu bestimmen, wobei die Temperaturdifferenz zwischen dem Verlangsamungs- und dem Vollgaszustand der über die Spulenkörper 44 zugeführten Luft sich zu ΔT_c ergibt (gültig im stabilisierten Zustand für die hier erläuterte Lösung für sowohl den Ring 42 als auch den Ring 56), und
- schließlich ergibt sich die differentielle zentrifugale Dehnung der Scheibe und der Schaufel zu ΔR. Ferner wird für diesen typischen Fall angenommen, daß gilt: d. h., daß gilt:ΔT_d r_d = ΔR + α_a ΔT_a l.

Dies bedeutet, daß die beiden Doppelzapfen 98 in Winkel richtung auf der Winkelhalbierenden des Winkels an der Mitte angeordnet sind, dessen Scheitel auf der Achse der Turbomaschine liegt und dessen Schenkel jeweils durch die Achsen der Löcher der Anlenkungen 90 und 92 hindurch gehen.

Für die Bestimmung des für den Ring 56 zu verwendenden Metalls und insbesondere dessen Dehnungskoeffizienten ergibt sich (wobei die Dehnung der U-förmigen Elemente 54 nicht auf den Radius des Rings 56, sondern lediglich auf dessen differentielle Drehung gegenüber dem Ring 42 und korrelativ dazu gegenüber dem Gehäusering 36 Einfluß nimmt)

woraus sich ergibt:

wobei sich ferner auf gleichem Wege für α_e ergibt:

woraus folgt:

In Fig. 9 ist eine andere Ausführungsform der Vorrichtung zum Zentrieren des Rings 42 im Gehäuse 36 mit Ausnahme der anderen Elemente zur Echtzeitsteuerung des Spiels vor gesehen, für die im übrigen auf die Fig. 3 bis 8 Bezug genommen wird. Bei dieser Ausführungsform weist das Ge häuse 36 radiale Öffnungen oder Bohrungen 53 auf, die einen geeigneten Rand besitzen, um örtlich die Trägheit des Rings 42 wiederherzustellen und um die weiter unten näher erläuterten Stifte 51 besser zu führen. Der Ring 42 weist ebenfalls radiale Öffnungen oder Bohrungen 53a, beispielsweise gleichen Durchmessers wie die radialen Öffnungen 53 auf, die ebenfalls in gleicher Weise aus dem gleichen Grunde berandet sind. Diese beiden Bohrungen arbeiten mit den Stiften 51 zum Zentrieren des Rings 42 gegenüber dem Gehäuse 36 zusammen. Andererseits sind die Anlenkungen 90, statt daß sie radial in gleiche Richtung wie die Zentrierklötze 52 angeordnet sind, gegenüber der Achse der Stifte 51 verschoben oder versetzt, beim dar gestellten Ausführungsbeispiel im Gegenuhrzeigersinn. Die Stifte 51 werden durch ein an sich bekanntes nicht dargestelltes Mittel in Lage gehalten.

Bei der Erläuterung der Fig. 3 bis 9 sind lediglich die zum Verständnis der Erfindung notwendigen Elemente dar gestellt worden. Jedoch ist festzustellen,

- daß einerseits das Umfangsspiel zwischen den Sektoren 100, selbst wenn es im kalten Zustand Null oder minimal ist, im Betriebszustand zunimmt und im stabilisierten Vollgas zustand maximal ist, wobei dieses Spiel zwischen Sektoren auf der Innenseite in der Größenordnung von Millimetern zwischen zwei benachbarten Sektoren liegen kann, zum Ver meiden von Längs-Lecks vom Bereich hohen Drucks zum Bereich niedrigen Drucks (für eine Turbine von der stromaufwärtigen zur stromabwärtigen Richtung) ist es trotz der Kleinheit dieser Lecks zweckmäßig, sie abzudichten,
- daß andererseits an den stromaufseitigen und stromabseitigen Enden der Sektoren 100 die radialen Lecks abgedichtet werden,
- um insbesondere zu vermeiden, daß derartige Lecks örtlich in Umfangsrichtung vorliegen und daher eine thermische Ver formung der Anordnung im Übergangszustand oder stabilisier ten Zustand verursachen (z. B. eine Ovalverformung); und
- daß ferner überlicherweise ein Arbeitsspiel zwischen den Doppelzapfen 98 und den zusammenwirkenden Abschnitten der Nuten 102 vorliegt. Lecks in radialer Richtung, die durch dieses kleine Spiel erreicht werden, wenn sie bei jedem der Zapfen gleich sind, sind nicht derart schwerwiegend, können es jedoch sein, wenn sie wesentlicher bei einem oder mehreren der Zapfen 98 sind, da sie eine zusätzliche Dehnung der entsprechenden U-förmigen Lagemeßgeberelemente 94 hervorrufen und hyperstatische Kräfte einführen, die bestimmte Elemente der Vorrichtung insbesondere durch Ovalverformung verformen können.

Um diese verschiedenen schädlichen Lecks zu vermeiden, werden für die Montage der Sektoren 100 vorgesehen

- stromaufseitige Dichtungen 103 und stromabseitige Dich tungen 103a der Dichtungssektoren 100 (vgl. Fig. 3), wobei diese Dichtungen 103, 103a beispielsweise elasti sche, metallische, torusförmige, möglicherweise seg mentierte Dichtungen sein können, die in Nuten 104, 104a mit zum Teil kreisförmiger Ausbildung (vgl. Fig. 10) aufgenommen sind, Nuten, die in den Dichtungssektoren 100 vorhanden sind,
- andererseits weisen bei der Ausführungsform gemäß der Fig. 4 die Sektoren 100 im Inneren einen zahn- oder zackenförmigen Abschnitt 122 auf, der in Umfangsrich tung größer ist als das Umfangsspiel der sie im stabi lisierten Vollgaszustand trennt. Darüberhinaus besitzen der zackenförmige Abschnitt 122 und der rückspringende Abschnitt 122a die gleiche Länge in axialer Richtung, wobei deren Summe der axialen Länge der Sektoren 100 entspricht.

Die Sektoren sind symmetrisch. Durch zunächst das Gleiten in einem Intervall von zweien, das durch zwei aufeinander folgende Zapfen 98 begrenzt ist, wobei die Sektoren 100 so orientiert sind, daß die Zacken 122 mit größter Abwicklungs länge stromauf der Turbomaschine sind und anschließendes Gleiten zwischen zwei aufeinanderfolgenden Zapfen in den anderen Intervallen der gleichen Sektoren, die jedoch derart umgelenkt sind, daß deren größte Längen stromab der Turbomaschine weisen, zeigt sich, daß die Anlagen der Zacken des ersten Spiels bzw. des ersten Satzes an den Anlagen der Zacken des zweiten Spiels bzw. des zweiten Satzes eine Dichtung in Längsrichtung sicherstellen, selbst wenn im maximalen stabilisierten Betriebs zustand die Um fangsabstände zwischen benachbarten Sektoren am größten sind.

Darüberhinaus werden vor dem Anordnen der Sektoren 100 auf den Doppelzapfen 98 Zwischenelemente 106 aus beispiels weise Metall zur Dichtung vorgesehen, von denen eine von zwei Laschen 112 nach außen umgebogen ist und die aufgrund ihrer Hüllform 110 um die Doppelzapfen 98 aufgrund ihrer Elastizität (und/oder gegebenenfalls aufgrund der Druck differenz zwischen dem außerhalb der Sektoren 100 liegen den Luftvolumen und dem innerhalb der Sektoren 100 vorhan denen Gasstrom) eine radiale Dichtheit zwischen zwei be nachbarten Sektoren 100 sichern. Es muß lediglich die andere Lasche 108 nach innen umgebogen werden, um die Anordnung der Dichtungssektoren 100 in Lage zu halten.

Es ist jedoch zu bemerken, daß die radiale Verschiebung der Sektore 56147 00070 552 001000280000000200012000285915603600040 0002003347380 00004 56028n 100 bei dieser Ausführungsform praktisch segmentierte Dichtungen 103, 103a fordert, was Lecks zwischen Segmenten dieser Dichtungen 103, 103a und mög licherweise über den Umfang ungleiche Lecks verursachen könnte. Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung, die in Fig. 11 dargestellt ist, ist dieser mögliche Nachteil be seitigt. Bei dieser Ausführungsform sind die Nuten 104, 104a der Sektoren 100 beseitigt und sind vielmehr kreis förmige und nicht segmentierte, beispielsweise ω-förmige Dichtringe 103′, 103′a in Nuten 105, 105a vorgesehen, die in den radialen Flanschen 30′ des Außenringes 26 des stromaufliegenden Verteilers der Turbine 16 bzw. am Außen ring 37 des stromabseitigen Verteilers 39 vorgesehen. Diese Dichtringe 103′, 103′a vermeiden örtliche radiale Lecks in Stromaufrichtung bzw. in Stromabrichtung der Anordnung der Dichtungssektoren.

Die Ansprechzeit der zentrifugalen Dehnungen der Scheibe 3 und der Schaufeln 2 und der thermischen Dehnung der Schaufeln 2 einerseits, die Ansprechzeit der thermischen Dehnung der Scheibe 3 für den Felgenkranz 5 bzw. dann für den verdickten Teil 6 im Inneren andererseits sind, wie bereits ausgeführt, wesentliche Charakteristiken eines bestimmten Motors und liegen in der Größenordnung mehrerer Sekunden bzw. mehrerer Minuten. Es kann daher vorkommen, daß die erstere Ansprechzeit sehr kurz ist (und daher im Folgenden t_r bezeichnet wird, wobei r schnell bedeutet und wobei dies für die Steuerbarkeit der Turbomaschine von Vorteil ist). Es kann jedoch auch vorkommen, daß die Zeit der thermischen Dehnung der Scheibe besonders lang ist, was im Folgenden t_l (entsprechend langsam) bezeichnet ist. Zum Einstellen der Ansprechzeit des Rings 56 auf t_r muß der Ventilierungsdurchsatz erhöht werden. Jedoch werden dadurch einerseits die Verluste der Turbomaschine (wobei die Ventilierungsluft mehr kostet) erhöht, und wird das Wärmetauschen der vom Kompressor stammenden Luft mit dem Ring 42 verbessert, was fordert, daß dessen Wärmedämmung verbessert ist, damit die Ansprechzeit nicht verringert ist, wobei selbst in bestimmten Fällen diese noch weiter verbessert werden muß, wenn diese Ansprechzeit verbessert werden soll.

Diesem Problem begegnet die Lösung gemäß Fig. 12, die im übrigen ganz allgemein auch verwendet werden kann, um wäh rend eines Fluges die Gesamtmenge der Luft zu verringern, die zur Echtzeitsteuerung des Spiels gedient hat. Die Leitung 22 gemäß Fig. 2 ist verdoppelt in einen oder meh rere Leitungen 22a großen Durchsatzes und daher großen Querschnittes einerseits und eine Leitung 22b kleinen Durchsatzes und daher kleinen Querschnittes andererseits, wobei beide in einen Sammler 114 münden, der die Vorrich tung 20 zur Echtzeitsteuerung des Spiels umgibt. Die Leitung 22a weist ein Zweistellungs-Ventil 116 auf, das mittels einer Steuerung 118 für jede Beschleunigungsbetä tigung (fakultativ für jede Bremsungsbetätigung) geöffnet ist. Dieses Ventil 116 ist offen von dem Beginn der Ver schiebung des Steuerknüppels und bleibt offen während einer Zeit t_r (gegebenenfalls z. B. t_r + 1 Sekunde) und wird anschließend geschlossen mit Hilfe eines Zeitgebers 120. Auf diese Weise wird mit Bezug auf die Ausführungsformen gemäß den Fig. 1 bis 10 erreicht,

- daß die Ansprechzeit des Rings 56 verkürzt wird, ohne deshalb die Turbomaschinenanordnung durch einen zu großen Durchsatz für die Vorrichtung zur Steuerung des Spiels zu bestrafen, mit nur besonderer Ausnahme und lediglich für kurze Zeit, sowie
- daß die Ansprechzeit des Rings 42 ohne dessen Dicke und/oder dessen Wärmedämmung zur erhöhen (Massengewinn) verbessert wird, weil der durch die Leitung 22b gegebene Durchsatz sehr gering ist, was den Wärmetausch mit dem Ring 42 ver zögert.

Selbstverständlich ist der Sammler 144 mit den Spulenkör pern 44 gemäß Fig. 4 über eine ausreichende Anzahl von Leitungen verbunden, um eine gleichförmige oder homogene Verteilung der Luft vom Kompressor zwischen dem Ring 42 und dem Ring 56 zu erreichen, ob nun die beiden Leitungen 22a und 22b offen sind oder lediglich die Leitung 22b offen ist.

Die Gefahr des Ausfalls des Ventils 116, eine relativ seltene Gefahr, da das Ventil als Zweistellungsventil sehr einfach ausgebildet ist, kann sehr leicht durch eine an sich bekannte Vorrichtung aufgedeckt werden, insbeson dere zum Beispiel durch ein Ton- und/oder Lichtsignal, das in der Steuerzentrale bzw. der Pilotenkanzel ausgelöst wird, oder eine Sperre in dem Fall, in dem die Stellung des Ventils 116 nicht ausreichend schnell bei vollständiger Öffnung zu Beginn des Beschleunigungsbetriebes festge stellt werden kann. In diesem Fall kann zur Vermeidung von Beschädigungen der Maschine der Pilot sofort in den Ver langsamungszustand zurückkehren und anschließend lediglich fortschreitend bzw. allmählich beschleunigen, um den Verschleiß der durch die Sektoren 100 gebildeten Dichtung zu vermeiden.

Die Fig. 13 und 14 zeigen in Schnittansichten analog zu denen gemäß Fig. 5 und 6 ein zweites Ausführungsbeispiel der Erfindung, bei dem zum ersten Ausführungsbeispiel analoge Teile mit einem um 100 erhöhten gleichen Bezugszeichen versehen sind, während identische Teil das gleiche Bezugs zeichen aufweisen. Bei diesem Ausführungsbeispiel liegt wie bei dem ersten Ausführungsbeispiel der Ring mit langer Ansprechzeit außerhalb des Rings mit kurzer Ansprechzeit.

Wie das bereits erläutert worden ist, ist wesentlich, daß der Ring 42 und der Gehäusering 36 stets gegeneinander zentriert bleiben. Bei diesem zweiten Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 13 und 14 bilden sie zusammen ein einziges Teil, das sowohl als Gehäuse für die Vorrichtung zur Echtzeit steuerung des Spiels als auch als Ring mit langer Ansprech zeit dient.

Das Gehäuse 138 weist daher bei der dargestellten Ausfüh rungsform

- außen eine Wärmedämmung 48,
- innen eine Wärmedämmung 50, beispielsweise in Form einer keramischen Beschichtung hohen Isoliervermögens, auf.

Es weist ferner (vgl. Fig. 14) Öffnungen oder Löcher auf, durch die mehrere Lufteintritte 22, die gleichmäßig verteilt sind, von einer der Stufen des Kompressors stam mende Luft über die Spulenkörper 44 zum Inneren des Rings 56 kurzer Ansprechzeit führen können, ohne daß hypersta tische Kräfte eingeführt würden, sowie über Durchtritte 57 in einem Ring 59, der den Deckel 58 verdoppelt.

Es weist ferner (vgl. Fig. 13) mehrere gleichmäßig ver teilte Anlenkungen 190 im Inneren des Gehäuses auf, An lenkungen, um die die U-förmigen Lagemeßgeberelemente 54 verschwenkbar sind.

Darüberhinaus weist zusätzlich zum Deckel 58, der bei dem ersten Ausführungsbeispiel vorgesehen ist und der üblicher weise segmentiert ist, da er in der Vertiefung des Rings 56 ruht, das zweite Ausführungsbeispiel einen Außenring 59 auf, der monolithisch (einstückig) sein kann und der auf die Anordnung des Innenringes 56 aufgeschweißt sein kann, da die Konkavität des Rings 56 und die des Rings 59 einerseits nach außen bzw. andererseits nach innen weisen.

Dadurch kann die mechanische Trägheit des Innenringes 56 verbessert werden. Jedoch insbesondere wird die gesamte Ventilierungsluft, die über die Spulenkörper 44 zugeführt ist "in den Bauch", d. h. in das Innere, des Rings 56 ge führt, weil die Spulenkörper 44 die Leitungen 22 mit diesem Ring 59 verbinden, anstatt sie mit dem außen liegenden Ring 42 langer Ansprechzeit zu verbinden. Aus diesem Grund wird die gesamte Ventilierungsluft in gesteuerter Weise verwendet, während bei dem ersten Ausführungsbeispiel das Spiel zwischen den benachbarten Lagemeßgeberelementen 54 Leckverluste für die Ventilierung des Rings 56 ermög licht . Darüberhinaus gibt es beim ersten Ausführungsbei spiel Gefahren, daß die Lecks zwischen den verschiedenen U-förmigen Elementen 54 nicht in Umfangsrichtung in voll ständig homogener Weise verteilt sind. Nicht-homogene Lecks können nämlich Heterogenitäten bezüglich der Tempe ratur insbesondere am äußeren Ring 42 im Übergangszustand hervorrufen und damit bedauerliche, d. h. nachteilige Ovalverformungen. Das zweite Ausführungsbeispiel beseitigt diese Gefahren.

Ziemlich häufig ist der äußere Gasstrom um die Turbine hohen Drucks zylindrisch. Es kommt jedoch vor, daß er konisch, allgemein nach hinten divergierend ist, was häu fig für Turbinen niederen Drucks der Fall ist. Im Fall einer solchen Turbine mit divergierendem Gasstrom kann die vorliegende Erfindung mit geringfügiger Änderung in gleicher Weise verwendet werden, um die Konizität des Gasstromes zu berücksichtigen. Die Stelzen oder Arme 124 (Fig. 4), die die Doppelzapfen 98 mit den U-förmigen Lagemeßgeberelementen 54 verbinden, haben dann keine kon stante Höhe wie für den Fall eines zylindrischen Gasstroms von vorne nach hinten, sondern eine linear abnehmende Höhe von der Vorderseite zur Hinterseite für den Fall eines konischen von vorne nach hinten divergierenden Gasstroms entsprechend der Konizität des Gasstroms. Den Stelzen oder Armen 124 kann konstante Höhe belassen werden, wobei dann eine linear sich ändernde Dicke bei den Dichtungssektoren 100 vorgesehen wird.

Fig. 15 zeigt eine Turbomaschine 1, die in ähnlicher Weise wie in Fig. 2 mindestens einen Kompressorkörper 10, ein Verbrennungssystem 12, mindestens eine Turbine 14 mit Verteiler 16 und ein Strahlrohr 18 besitzt. Die Turbine ist mit einer Vorrichtung 20 zur Steuerung des Spiels versehen, wobei diese Vorrichtung ständig von Luft ver sorgt ist, die von dem Außenraum stammt, der an der Ver brennungskammer 222 stromab vorgesehen ist. Diese Luft befindet sich aufgrund des Abfalls des statischen Drucks in dem Verteiler 16 auf einem Druck, der höher ist als der, der stromauf der Turbine 14 herrscht.

Die Fig. 16 und 17 zeigen ein drittes Ausführungsbeispiel der Erfindung, bei dem der äußere Drehkörper, der den Ring mit langer Ansprechzeit bildet,wie bei dem zweiten oben erläuterten Ausführungsbeispiel durch einen Teil des Ge häuses 138 gebildet ist und bei dem ebenso der Ring mit kurzer Ansprechzeit im Inneren desjenigen mit langer An sprechzeit ist. Dieser weist über den Umfang regelmäßig verteilt Vertiefungen 140 auf. An diesen Vertiefungen 140 sind über Achsen 144 Vorsprünge 142 von Lagemeßgeber elementen 146 angelenkt, die T-förmig sind, wobei der vertikale Schenkel des T nach außen weist. Die Enden des Querschenkels 143 des T weisen stromauf bzw. stromab stromaufwärtige Flanschen 148 bzw. stromabwärtige Flan schen 150 auf, die nach außen weisen. Am in Umfangsrich tung von den Achsen 144 am weitesten entfernten Ende sind die Lagemeßgeberelemente 146 an den beiden Flanschen 148 und 150 des Querbalkens des T von stromaufseitigen Löchern 152 bzw. stromabseitigen Löchern 154 durchsetzt, die beispielsweise über Bolzen 155 an Bohrungen 153 ange lenkt sind, die in einem Ring 156 kurzer Ansprechzeit vorgesehen sind. Dieser Ring 156 ist monolithisch und weist Verstärkungselemente zumindest stromauf 158 und stromab 160 auf sowie andererseits Wärmetauschbeschleuniger wie Stifte, Rippen od. dgl. sowie auf jeden Fall Mehrfach öffnungen 162, wie dies dargestellt ist. Der Vertikalschen kel des T der Lagemeßgeberelemente 146 der in dem Vor sprung 142 endet, tritt selbstverständlich mit verringer tem Spiel in berandete Einbauchungen 164 des Rings mit kurzer Ansprechzeit 156 hinein. Der Querbalken 143 des T weist schließlich kalibrierte Löcher 166 auf.

Die Lagemeßgeberelemente 146 weisen Doppelzapfen 168 auf, die beim dargestellten Ausführungsbeispiel auf der Winkelhalbierenden liegen, wobei der Winkelscheitel auf der Achse der Turbomaschine liegt und wobei die Schenkel durch die Achsen 144 und 155 gehen. Selbstverständlich kann, wie weiter oben ausgeführt, die Lage optimiert werden, um ein reelles positives, jedoch stets kleines Spiel in Dauerbetriebszustand und Übergangsbetriebs zustand sicherzustellen.

Dieses dritte Ausführungsbeispiel unterscheidet sich auch von den beiden ersteren oben erläuterten Ausführungsbei spielen in wesentlicher Weise durch die Art der Versor gung der Vorrichtung mit komprimierter Luft. Statt vom einer der Stufen des Verdichters, insbesondere deren letzteren, über außenliegende Leitungen zu kommen, wird diese komprimierte Luftaus dem außenliegenden stromab seitigen Raum 200 der Brennkammer über regelmäßig ver teilte Löcher 170 abgeführt, die in einem stromabseitigen radialen Flansch 172 der Vorrichtung vorgesehen sind, die die Steuervorrichtung des Spiels begrenzt und die mit dem Gehäuse 138 über eine Befestigung 174 bekannter Bauart verbunden ist. Ein radialer stromabseitiger Flansch 176, der mit dem Gehäuse 138 über eine an sich bekannte Be festigung 178 verbunden ist, begrenzt die Vorrichtung zur Steuerung des Spiels in stromabwärtiger Richtung. Dichtun gen 180, 180′ zwischen den außenliegenden Flanschen oder Flügeln des Rings 156 und den stromaufseitigen Flanschen 172 und stromabseitigen Flanschen 176 verhindern Lecks der komprimierten Luft, die in dem Raum 179 ankommt. Aus diesem letzteren Raum 179 tritt die komprimierte Luft durch die nicht dargestellten Löcher eines ersten ring förmigen Deckels 181, um durch Aufprall die Temperatur des Ring 156 zu führen. Dieser weist darüberhinaus Wärme tauschbeschleuniger auf und insbesondere viele Löcher 162, die ihm eine sehr kurze Temperatur-Ansprechzeit (der Größe z. B. 98%) in der Größenordnung von etwa 7 sek. geben. Nachdem die Luft den Ring 156 über diese vielen Löcher und über die Löcher 166 die Querschenkel der T-förmigen Lagemeßgeberelemente 146 durchsetzt hat, durchsetzt die Luft einen zweiten ringförmigen Deckel 182 über nicht dargestellte Löcher und kühlt auf diese Weise durch Aufprall die Sektoren 184, die den Dicht- und Verschleißeinsatz 186 tragen und die von Löchern 185 durchsetzt sind, von denen die Luft in den Gasstrom der Turbomaschine austritt. Diese Löcher 185 sind vor zugsweise in einer Richtung vorgesehen, die so wenig wie möglich den Gasstrom nahe der Innenwand des Dicht einsatzes 184 stört, insbesondere dadurch, daß eine Neigung erreicht ist, die sowohl schräg zur Achse (in Stromabrichtung leicht zentripetal) und in Umfangsrich tung ist (die Umfangsschrägheit ist äquivalent einer mittleren Schrägheit der heißen Gase nahe der Innenwand des Dichteinsatzes 184). Daraus folgt, daß das Gehäuse aufgrund der thermischen Trägheit eine relativ lange Temperatur-Ansprechzeit besitzt und daß diese Ansprech zeit (98%-Ansprechzeit dieses Temperaturbereiches) über die Deckel 188 und/oder innere und äußere nicht dargestellte Wärmedämmungen einstellbar ist, während im Gegensatz dazu der monolithische Ring 146 mit ausreichend großer mechanischen Trägheit aufgrund seiner Flanschen oder Flügel 158 und 160 jedoch geringer thermischer Trägheit eine von Natur aus ausreichend kurze Ansprechzeit besitzt, die ebenfalls einstellbar ist und zwar über die Wärme tauschbeschleuniger (insbes. die vielen Löcher 162, jedoch auch durch Stifte, Rippen und dergleichen). Die Dichtheit nach außen der Vorrichtung und gleichzeitig die freie Deh nung in Längsrichtung der Elemente der Flanschen 172 und 176 ist durch eine an sich bekannte Maßnahme sichergestellt, wie beispielsweise durch ein Finger/Gabel-System, wie es in Fig. 16 dargestellt ist.

Die Wirkungsweise der Vorrichtung und die möglichen Ver fahren zur Bestimmung und zur Optimierung sind genau die gleichen wie sie anhand der beiden ersten Ausführungsbei spiele erläutert worden sind.

Als Beispiel wird im Folgenden und insbesondere mit Bezugnahme auf Fig. 17 erläutert, was während einer Be schleunigung von der stabilisierten Verlangsamung (Drosselung) zum stabilisierten Vollgas geschieht.

Während einer ersten Phase kurzer Dauer nach der Betäti gung des Gashebels (Steuerknüppels), eine charakteristische Zeit in der Größenordnung von z. B. 7 Sekunden, kommt der Motor auf die Vollgas-Drehzahl. Die zentrifugale Dehnung der Scheibe (Nabe und Felgenkranz) wird wirksam am Ende von etwa 7 Sekunden erreicht.

Andererseits weisen für moderne Motoren die Flügel der Turbine ganz allgemein geringe Dicke auf und werden im Inneren sehr stark ventiliert. Sie nehmen daher, nahezu in der gleichen Zeit, ihre stabilisierte Temperatur ein, wobei die thermische Dehnung der Schaufeln sich zumindest über den größten Teil zur zentrifugalen Dehnung der Scheibe und der Schaufel hinzuaddiert.

Jedoch ruft während der gleichen Zeit die komprimierte Luft, die am stromabseitigen Ende des Raums 200 zwischen der eigentlichen Brennkammer und dem Außengehäuse der Brennkammer kommt, durch die Löcher 170 in den Raum 179 und durch die Deckellöcher 181 tritt, eine Erhöhung der Temperatur des Rings 156 mit kurzer Ansprechzeit hervor und damit eine Dehnung, während das Gehäuse 138 praktisch keiner Erwärmung ausgesetzt worden ist. Die Achsen 144 bleiben daher fest, die Dehnung des Rings 156 ruft daher eine Vergrößerung des Radius der Achsen 155 hervor. Die Lagemeßgeberelemente drehen sich daher um die Achse 144 im Uhrzeigersinn (Fig. 17) und die Doppelzapfen 168 verschieben sich nach außen (in der dargestellten Lage der Zapfen beträgt deren Vergrößerung des Radius die Hälfte der Vergrößerung des Radius des Ring 156).

Durch Einstellen der Wärmetauschbeschleuniger einerseits und des Dehnungskoeffizienten α_v des Rings (und wie weiter oben erwähnt durch eine geeignete Wahl der relati ven Lage der Doppelzapfen unter Berücksichtigung bei dieser Wahl des Verhältnisses der Dehnung der Enden der Schaufeln während der ersten Phase gegenüber der Gesamt dehnung) andererseits kann sichergestellt werden, daß der Innenteil des Dichteinsatzes 186 mit nahezu Perfek tion der Vergrößerung des Radius der Enden der Schaufeln während dieser ersten Phase nachfolgt.

Während einer zweiten Phase, die häufig in der Größen ordnung von 10 Minuten andauert, erfolgt eine thermische Stabilisierung der Maschine und steigt insbesondere die Temperatur der Scheibe (Nabe und Radkranz) progressiv an. Es gibt daher eine thermische oder Wärmedehnung der Scheibe.

Jedoch nimmt während der gleichen Zeit das Gehäuse 138 insbesondere aufgrund einer Einstellung seiner thermi schen Trägheit beispielsweise über den Deckel 188 eben falls seine stabilisierte Temperatur an. Die Lagemeßgeber elemente 146 drehen sich nun um die Achsen 155 (im Gegen uhrzeigersinn in Fig. 17), was eine Bewegung der Doppel zapfen 168 nach außen zur Folge hat zusätzlich zur Bewe gung nach außen, die sie während der ersten Phase durch geführt haben.

Durch Einstellen der thermischen Trägheit des Gehäuses (Dicke, Deckel 188, mögliche Wärmedämmungen) einerseits und dem Dehnungskoeffizienten α_e des Gehäuses 138 ande rerseits (und wie weiter oben erläutert durch eine geeig nete Wahl der Umfangslage der Zapfen) kann sichergestellt werden, daß der Innenteil des Wärmeeinsatzes 186 mit nahezu Vollkommenheit der Vergrößerung des Radius der Enden der Schaufeln während dieser zweiten Phase der thermischen Stabilisierung folgt,wobei insbesondere wie beim stabilisierten Vollgaszustand das Spiel zwischen den Enden der Schaufeln und dem Dichteinsatz positiv, jedoch sehr klein ist.

Selbstverständlich ist es im Rahmen der vorliegenden Er findung auch möglich, hier Modifikationen vorzunehmen, die dem Fachmann einleuchten. Insbesondere können die Vorsprünge 142 und Vertiefungen 140 umgekehrt werden und können die Anlenkungen der T-förmigen Lagemeßgeberelemen te 146 mit Gelenklagern od. dgl. versehen sein.

Ein viertes Ausführungsbeispiel der Erfindung, das in den Fig. 18, 19 und 20 dargestellt ist, zieht Nutzen daraus, daß die vorliegende Erfindung sehr einfach an bestehende Motore anpaßbar ist, in bestimmten Fällen in Form eines verbesserungs-Bausatzes, ohne daß wesentliche Änderungen an benachbarten Stellen vorzusehen sind, und gegebenenfalls lediglich solche geringfügiger Art.

Auch bei diesem Ausführungsbeispiel können kleine zufäl lige Temperatur-Heterogenitäten an erstem und zweitem Drehkörper einerseits ohne Verformung aufgenommen werden und die Leckgefahren andererseits aufs Äußerste verringert werden.

Wie bei dem dritten Ausführungsbeispiel sind auch hier die außenliegenden Leitungen vermieden dadurch, daß Luft von außen am stromabseitigen Ende der Brennkammer zugunsten günstiger Masse und Kosten abgeleitet wird. Im Gegensatz zum dritten Ausführungsbeispiel liegt der Ring mit kurzer Ansprechzeit außerhalb des Rings mit langer Ansprechzeit.

Fig. 18 zeigt die Enden 224 der Schaufeln der Turbine 14. Die Vorrichtung 20 zur Echtzeitsteuerung des Spiels ist in dem Turbinengehäuse 226 vorgesehen, das stromauf und stromab an den anderen Gehäusen bzw. Gehäuseteilen der Turbomaschine über nicht dargestellte Flanschen od. dgl. befestigt ist. Am Gehäuse 226 sind Elemente befestigt, die im wesentlichen radiale ringförmige stromaufseitige Flanschen 228 und stromabseitige Flanschen 230 umfassen, zwischen denen die eigentliche Vorrichtung 20 angeordnet ist. Der Flansch 128 ist von Löchern 234 durchsetzt, die regelmäßig verteilt an der radialen äußeren Seite vorge sehen sind. Die Vorrichtung 20 setzt sich von außen nach innen in radialer Richtung wie folgt zusammen:

- Ein Blechdeckel 232, der segmentiert sein kann, der von zahlreichen Löchern durchsetzt ist und dessen Längsquer schnitt U-förmig ist,
- Ein monolithischer Ring 236, der weiten unten näher erläutert ist,
- Ein Ring 246 mit langer Temperatur-Ansprechzeit,
- Lagemeßgeberelemente 256,
-Sektoren 272, die einen Dichtbelag bzw. -einsatz 274 tragen.

Zwischen den stromaufseitigen Flanschen 228 einerseits und den stromabseitigen Flanschen 230 andererseits sowie den Elementen der Vorrichtung 20 sind jeweils stromauf seitige bzw. stromabseitige Räume 242 und 244 gebildet. Der Ring 236 weist radiale stromaufseitige Verstärkungs elemente 248 und stromabseitige Verstärkungselemente 249 auf, die von stromaufseitigen bzw. stromabseitigen Luftdurchtrittsöffnungen 238 und 240 durchsetzt sind, sowie stromaufseitige bzw. stromabseitige Längsverstär kungselemente 250 bzw. 251 und gegebenenfalls zwischen liegende radiale Verstärkungselemente 252, wobei letztere auch als Wärmetauschbeschleuniger arbeiten. Die Dicke dieses Ring 236 einerseits und die Wärmetausch-Beschleu nigerelemente (Verstärkung 252 z. B., jedoch auch alle anderen bekannten Einrichtungen wie Rippen, Stifte, Mehr fachlöcher u. dgl.) andererseits können derart bestimmt werden, daß die Temperatur-Ansprechzeit bei einer Be schleunigung (bzw. Verlangsamung) des Rings 236 die gleiche ist wie die Ansprechzeit der Scheibe und der Schaufel für eine zentrifugale Dehnung (bzw. Zusammen ziehung), vergrößert zumindest um den größten Teil der thermischen Dehnung der Schaufel. Der Ring 236 weist ferner geringe thermische Trägheit auf, woraus sich eine geringe Temperatur-Ansprechzeit ergibt. Aus der Betrach tung der Fig. 18, 19 und 20 ergibt sich, daß die strom aufseitigen und stromabseitigen radialen Elemente 248 bzw. 249 des Rings 236 von stromaufseitigen bzw. stromab seitigen Löchern oder Öffnungen 254 bzw. 254′ durchsetzt sind, die einander gegenüberliegend gleichförmig über den Umfang verteilt sind und in denen in an sich bekannter Weise mittels beispielsweise Bolzen oder elastischen Stiften die äußeren Teile der Lagemeßgeberelemente 256 befestigt sind, die Befestigungslöcher 255 aufweisen. Bei diesem vierten Ausführungsbeispiel gemäß den Fig. 18, 19 und 20 sind die Lagemeßgeberelemente 256 U-förmig ausgebildet. Fig. 20 zeigt einen Schnitt des Bolzens 258 zur Befestigung (links in Fig. 20) der Lagemeßgeberelemen te 256 am Ring 236. Diese Bolzen werden durch Muttern 260 (vgl. Fig. 18) in Lage gehalten.

Am anderen Ende der Lagemeßgeberelemente 256 (rechts in Fig. 20) durchsetzen Löcher 246, die analog zu den Löchern 254 sind, vollständig den Ring 236 ein wenig mehr inner halb als die Löcher 254. Bolzen 264 analog den Bolzen 258 lenken die Lagemeßgeberelemente 256 über die Löcher 263 am Ring 246 mit langer Ansprechzeit an, wobei die Bolzen 264 mittels Muttern 266 in Lage gehalten sind.

Die Fig. 19 und 20 zeigen, daß die Lagemeßgeberelemente 256 Doppelzapfen 270 aufweisen, die im dargestellten Fall auf der Winkelhalbierenden liegen, deren Scheitel auf der Achse der Turbomaschine ist und deren Schenkel durch die Achsen der Bolzen 258 und 264 gehen.

Jedoch können die Zapfen an einer anderen relativen Um fangsstelle liegen entsprechend dem Verfahren zur Optimie rung der Echtzeitsteuerung des Spiels, wie das weiter unten für dieses Ausführungsbeispiel erläutert werden wird und wie sich das im übrigen aufgrund der gleichen Kriterien ergibt, die weiter oben erläutert worden sind. Die Zapfen 270 tragen beiderseits Sektoren 272, die den Dichtbelag bzw. -einsatz 274 tragen.

Anhand Fig. 18 wird der Luftkreislauf erläutert, der die Echtzeitsteuerung des Spiels gewährleistet. Luft, die von dem außenliegenden stromab zwischen der Brennkammer und dem entsprechenden Gehäuse 222 angeordneten Raum stammt und die infolge des vorhandenen Druckunterschiedes umgewälzt wird, wie das weiter oben erläutert ist, tritt durch die Löcher 234 des Flansches 228 und versorgt über die in dem Deckel 232 vorgesehenen Löcher

- einerseits durch Aufprall den Ring 236 mit geringer Temperatur-Ansprechzeit und
- andererseits über die Löcher 238 den Raum 242 und über die Löcher 240 den Raum 244, in denen der Ring 246 mit erhöhter Ansprechzeit angeordnet ist.

Im Notfall können, damit der Ring 246 die ideale Ansprech zeit erhält, beispielsweise die Ansprechzeit, die der thermischen 98%-Stabilisierung der Scheibe nach der Beschleunigung (bzw. der Verlangsamung oder Bremsung) entspricht, Verlangsamungselemente vorgesehen werden, beispielsweise nicht dargestellte innere und/äußere Wärmedämmungen an dem Ring. Die von den Räumen 242 und 244 stammende Luft tritt zwischen den Wärmemeßgeberele menten 256 und den den Dicht- und Verschleißeinsatz 274 tragenden Sektoren 272 hindurch. Vorzugsweise zum Ver bessern der Kühlung dieses Dichteinsatzes kann sie durch einen Deckel 276 treten, um Nutzen aus einem Aufprall effekt zu ziehen zum Kühlen des Dicht- und Verschleißein satzes 274 und/oder zum Steuern des entsprechenden Durch satzes.

Bei der dargestellten Lösung tritt diese Luft, nachdem sie den Deckel 276 durchsetzt hat, durch den Dichteinsatz hindurch, um diesen auf einer annehmbaren Temperatur zu halten, wobei dieser Durchtritt durch den Dichteinsatz über Durchtritte 275 erfolgt, die sowohl in den Sektoren 272 als auch in dem Dichteinsatz 274 vorgesehen sind.

Diese Durchtritte 275 sind, wie die Löcher 285, schräg vorgesehen und zwar sowohl in radialer als auch in Umfangs richtung.

Die Dichtheit zwischen den verschiedenen Elementen der Vorrichtung zur Steuerung des Spiels, die eben erläutert worden ist,kann durch jedes geeignete Mittel erreicht werden, beispielsweise durch elastische V- oder ω-förmige ringförmige Metalldichtungen, wie die Dichtungen 280, oder durch Anlage eines Rings 282 (Fig. 18) an den Sektoren 272, ein Ring, der beim dargestellten Ausführungsbeispiel von der stromabseitigen Richtung zur stromaufseitigen Richtung durch ein ω-förmiges Federsystem 284 gedrückt wird. Die Sektoren 272 übertragen diese Druckkraft nach links, wodurch auch die Dichtheit auf der stromauf seitigen Seite durch Anlage des stromaufseitigen Teils der Sektoren 272 auf den inneren radialen Abschnitt des Flansches 278 erreicht ist.

Die Dichtheit der Sektoren untereinander kann wie weiter oben erläutert erreicht werden oder durch an sich bekannte Mittel, die in Umfangsrichtung wirken bzw. angeordnet sind, wie das beispielsweise in Fig. 19 mittels Lamellen 286 dargestellt ist, die in Nuten oder Einschnitten 288 der Sektoren 272 eingeführt sind.

Ferner ist festzustellen, daß wie die weiter oben erläu terten Zapfen 98 auch die Doppelzapfen 270 eine Umfangs länge besitzen, die weiter herabgesetzt ist als dies in der Zeichnung dargestellt ist, die nur zum besseren Ver ständnis dient. Auf jeden Fall müssen sie ebenfalls eine abgerundete Form mit Verjüngung oder Verdünnung im Wurzel bereich auf jeder Seite des Zapfens besitzen.

Im Folgenden wird die Wirkungsweise der Vorrichtung zur Echtzeitsteuerung des Spiels näher erläutert, die zuvor erläutert worden ist und zwar anhand des Beispiels der Beschleunigung aus der Verlangsamungsphase zur Vollgasphase.

Es wird zunächst angenommen, daß die geometrischen Seiten bzw. Flächen und die Toleranzen derart bestimmt worden sind, daß das Spiel zwischen den Enden der Schaufeln 224 und dem Dichteinsatz 274 positiv ist, jedoch sehr klein ist in dem verlangsamten Zustand (Drosselzustand).

Bei einer Bewegung des Steuerknüppels vom Verlangsamungs zustand zum Vollgaszustand erfolgt die mechanische Be schleunigung des Rotors schnell, beispielsweise in einer Zeitdauer in der Größenordnung von 7 Sekunden. In dieser ersten Phase unterliegen die Scheibe und die Schaufeln einer zentrifugalen Dehnung, und die Schaufeln, die für moderne Motoren allgemein sowohl dünnwandig als auch innen in energischer Weise ventiliert sind, nehmen prak tisch ihre stabilisierte Temperatur für Vollgas an und unterliegen daher zusätzlich zu ihrer zentrifugalen Deh nung quasi vollständig der dieser Temperaturerhöhung ent sprechenden thermischen Dehnung.

Jedoch hat zur gleichen Zeit der Ring 236 aufgrund seiner geringen thermischen Trägheit und seiner Wärmetauschbe schleuniger ebenfalls praktisch die stabilisierte Tempe ratur angenommen und hat sich daher radial ausgedehnt. Diese radiale Ausdehnung hat zur Folge, daß der Radius der Achsen der Bolzen 258 erhöht ist und die Achsen der Bolzen 264 praktisch festliegend bleiben (während der ersten 5 Sekunden), wobei die U-förmigen Elemente 256 sich um die Bolzen 264 drehen (im Uhrzeigersinn in Fig. 20). Sie ziehen bei dieser Bewegung die Doppelzapfen 270 mit, die sich radial von der Achse der Turbomaschine um ein Ausmaß entfernen, das abhängt

- einerseits von der Umfangslage der Doppelzapfen 270 (im Fall der Fig. 20 bewegen sich die Doppelzapfen radial nach außen um ein Ausmaß, das der Hälfte der Bewegung der Bolzen 258 entspricht),
- andererseits vom Dehnungskoeffizienten des Rings 236. Selbstverständlich ist das Metall, aus dem der Ring 236 gebildet ist, derart gewählt, daß der Dehnungs koeffizient α₂ unter Berücksichtigung der Umfangslage der Zapfen 270 an den Lagemeßgeberelementen 256 der art ist, daß die Zapfen 270 sich während dieser ersten Phase radial nach außen um ein Ausmaß verschieben, das praktisch gleich derjenigen der zentrifugalen Dehnung der Scheibe und der Schaufeln vergrößert zumindest zum größten Teil um die thermische Dehnung der Schaufeln ist, was sicherstellt, daß ein sehr kleines Spiel zwischen den Enden der Schaufeln und dem Dichteinsatz aufrechterhalten ist (theoretisch genau das gleiche Spiel wie vor der Beschleunigung, wenn α₂ sehr genau bezüglich dieser ersten Phase gewählt ist, die, wie weiter oben erläutert, in der Größenordnung von z. B. 7 Sekunden dauert).

Jedoch besitzen der Radkranz der Scheibe, der die Schaufeln trägt, einerseits insbesondere an seiner Nabe, aufgrund der thermischen Trägheit und da die Wärmemengen, die sie empfangen im wesentlichen über die Schaufeln und das Fußende treten, eine sehr viel längere Temperaturansprech zeit. Eine charakteristische 98%-Ansprechzeit bezüglich der Temperatur-Bandbreite liegt in der Größenordnung von 10 Minuten. Während dieser ziemlich langen Zeit nimmt die thermische Dehnung zunächst des Radkranzes dann der Nabe fortschreitend zu. Jedoch erwärmt sich gleichzeitig der Ring 246 mit langer Ansprechzeit, da er in der Luft der Räume 242 und 244 "badet", die von dem Raum 200 außerhalb der Brennkammer 222 über die Löcher 234, die Löcher des Deckels 232 und die Löcher 238 und 240 kommt. Diese Luft tritt auf diese Weise in die Räume 242 und 244 ein, von wo sie, wie weiter oben erläutert, mit durch den Deckel 276 gesteuertem Durchsatz austritt und schließlich die Sektoren 272 und den Dichteinsatz 274 abkühlt.

Aufgrund der langsamen Erwärmung des Rings 246 erwärmt sich dieser in dieser zweiten Phase der thermischen Stabilisierung nur sehr langsam, weshalb eine sorgfältige Wahl seiner thermischen Trägheit einschließlich gegebenen falls der Verwendung einer Wärmedämmung es erlaubt, die Erwärmungszeit einzustellen (und damit die 98%-Dehnung) auf die Zeit der thermischen Dehnung der Scheibe (Radkranz und Nabe). Beim Erwärmen dehnt er sich aus und nimmt dabei die Bolzen 264 radial nach außen mit. Die Lagemeßgeberelemente 256 schwingen nun im Gegenuhrzeiger sinn (Fig. 20) um die Bolzen 258, die praktisch unver ändert fest bleiben, wenn die Dehnung der Lagemeßgeber elemente 256 vernachlässigt wird, eine Dehnung, die ihre Zentrierung nicht beeinflußt, wobei die Zapfen 270 radial nach außen um ein Ausmaß mitgenommen werden, das abhängt

- einerseits, wie oben angedeutet, von der Umfangslage der Zapfen gegenüber den Bolzen 258 und 264 (beim in den Fig. 19 und 20 dargestellten Ausführungsbeispiel beträgt die radiale Verschiebung der Zapfen aufgrund der Dehnung des Rings 246 die Hälfte der radialen Verschiebung der Bolzen 264),
- andererseits vom Metall, aus dem der Ring 246 besteht. Dieses Metall wird derart gewählt, daß es einen Deh nungskoeffizienten α₁ besitzt derart, daß die radiale Verschiebung der Zapfen 270 aufgrund der Dehnung des Rings 246 genau der thermischen Dehnung der Scheibe (Radkranz und Nabe) entspricht. Selbstverständlich fügt sich diese letztere Dehnung oder Verschiebung während dieser zweiten Phase der Verschiebung der Zapfen während der ersten Phase hinzu, wodurch ermög licht wird, daß am Ende der thermischen Stabilisierung die den Dichteinsatz 274 tragenden Sektoren 272 gegen über ihrer Anfangslage vor der Beschleunigung erweitert bzw. gespreizt sind und zwar radial nach außen und sehr genau um die Summe der zentrifugalen und thermi schen Dehnungen der Scheibe und der Schaufeln.

Daraus folgt für den Durchschnittsfachmann, daß sowohl während der ersten Phase als auch während der zweiten Phase die Verschiebung der Zapfen der zentrifugalen Dehnung der Scheibe und der Schaufeln vergrößert um die thermische Dehnung der Schaufeln während der ersten Phase und die thermische Dehnung der Scheibe während der zweiten Phase "folgt" und daß nicht nur am Ende der mechanischen Beschleunigung und/oder am Ende der thermischen Stabili sierung das Spiel positiv und sehr klein gehalten ist, sondern auch praktisch während der gesamten Dauer dieser Übergangszustände.

Selbstverständlich ist während einer Verlangsamung oder Bremsung die Arbeitsweise der Vorrich tung in bestimmter Art umgekehrt. Ausgehend vom stabili sierten maximalen Betriebs zustand zieht sich bei einer Verlangsamung oder Bremsung der Ring 236 zusammen, während der gleichen Zeit, wie die zentrifugale Zusammenziehung der Scheibe und der Schaufeln vergrößert um die thermische Zusammenziehung der Schaufel während derjenigen Phase, die der mechanischen Verlangsamung des Fahrzeuges entspricht. Daraus ergibt sich in radialer Richtung eine Verringerung des Radius der Lage der Bolzen 258, was, bei dem Beispiel gem. den Fig. 19 und 20, die Lagemeßgeberelemente 256 im Gegenuhrzeigersinn drehen läßt, was eine Verringerung des Radius der Lage der Doppelzapfen 270 zur Folge hat, die bei dem Fall der Fig. 19 und 20 die Hälfte der radialen Zusammenziehung des Rings 236 ist. Nach dieser ersten Phase läßt die thermische Stabilisierung der Scheibe die Enden der Schaufeln gegenüber dem Maximalzustand zusammenziehen, wobei gleichzeitig die thermische Stabilisierung des Rings 246 den Radius der Lage der Bolzen 264 verringern läßt und damit zusätzlich eine Verringerung des Radius der Lage der Zapfen, wobei im Fall der Fig. 19 und 20 diese zusätzliche Verringerung die Hälfte der Verringerung des Radius des Rings 246 während der zweiten Phase beträgt.

Selbstverständlich sind Mittel zur Zentrierung des Außen rings 236 und des Innenrings 246 vorgesehen, die die beiden Ringe gegenüber dem Gehäuse 226 zentriert halten, das seiner seits in an sich bekannter Weise gegenüber der geflügelten Turbinenscheibe zentriert ist sowohl in stabilisierten als auch in Übergangs-Betriebszuständen. Diese Zentriermittel können z. B. drei Schwingarme oder Steuerarme mit im wesent licher tangentialer Richtung sein, die in Umfangsrichtung in im wesentlichen gleichmäßiger Verteilung verteilt sind und die an zwei in Längsrichtung beabstandeten Punkten den Ring 236 mit mit dem Gehäuse einstückigen Laschen verbinden, vorzugsweise sowohl stromauf als auch stromab des Rings, wobei die Anlenkachsen dieser Schwingarme an dem Ring vor teilhaft bestimmte der Bolzen 258 sein können, die als Anlenk- oder Schwenkachsen bezüglich der Lagemeßgeberelemen te dienen. Das können alternativ auch mindestens drei radial am Gehäuse befestigte Spindeln oder Stifte sein, die nach innen gerichtet sind und die mit Bohrungen des Rings zusammenarbeiten, wobei die Stifte und Bohrungen in Umfangs richtung in im wesentlichen gleichmäßiger Weise beabstandet sind. Die verschiedenen Zentrierungsmittel des Rings im Gehäuse sind an sich üblich und werden daher in der Zeich nung nicht näher erläutert.

Weil einerseits der Ring 236 auf diese Weise im Gehäuse sehr gut zentriert ist und andererseits die Verschiebung der Lagemeßgeberelemente 256 absolut identisch ist, (sich wiederholen für jedes Element 256), ist auch der Innenring 246 zentriert, wobei wie bei dem Ring 236 diese Zentrierung sowohl im Übergangs- als auch im stabilisierten Betriebs zustand zutreffend und richtig ist unter der Vor aussetzung, daß die Verteilung der Luft in der Vorrichtung bezüglich des Umfangs homogen ist.

Bei insbesondere der in den Fig. 19 und 20 dargestellten Lösung sind die Doppelzapfen 270 in der Mitte der U-förmigen Lagemeßgeberelemente 256. Insbesondere liegen sie auf der Winkelhalbierenden, deren Winkelscheitel die Achse der Turbomaschine ist und deren Schenkel durch die Achsen der Bolzen 258 bzw. 264 gehen. Dies entspricht theoretisch der optimalen Lage, wenn Gleichheit vorliegt zwischen den zentrifugalen Dehnungen (bzw. Zusammenziehungen) der Scheibe und der Schaufeln, erhöht um den größten Teil der thermischen Dehnung (bzw. Zusammenziehung) der Schaufeln während der ersten Phase der Beschleunigung (bzw. Bremsung) einerseits und der thermischen Dehnung (bzw. Zusammenzie hung) während der zweiten Phase der thermischen Stabilisie rung der Scheibe andererseits.

Wenn dem nicht so ist, kann auf die Umfangslage der Doppel zapfen 270 Einfluß genommen werden, damit insbesondere bezüglich der Achse der Turbomaschine das Verhältnis der Winkel

(vgl. Fig. 20) genau im Ver hältnis der Dehnungen (bzw. Zusammenziehungen) der Enden der Schaufeln während der ersten Phase zur gesamten Deh nung (bzw. Zusammenziehung) ist, d. h. derjenigen bei der zweiten Phase der thermischen Stabilisierung.

Daraus folgt, daß unter der Berücksichtigung der Möglich keiten, daß auf die Parameter α₁, α₂, A Zapfen und auch, innerhalb ziemlich enger Grenzen, die Radien des Rings 246 und des Rings 236 einerseits, auf die Durchsätze und damit die Durchlässigkeit der Löcher 234, 238 und 240 sowie auf diejenigen des Deckels 232 und des Deckels 276 sowie auf die Durchlässigkeit des Dicht- und Verschleißeinsatzes und auf die thermischen Trägheiten des Rings 236 und des Rings 246 und schließlich auf die Wärmetauschbeschleuni gungselemente (für den Ring 236) und/oder Wärmetauschver langsamungselemente, beispielsweise Wärmedämmungen (für den Ring 246) andererseits, Einfluß genommen werden kann, innerhalb sehr großer Grenzen beherrscht werden können einerseits die wirksamen Radien der Einfügung der Sek toren insbesondere in den verschiedenen stabilisierten Betriebszuständen und andererseits die Änderungen dieser Radien abhängig von der Zeit während der Übergangszustände.

Insbesondere kann beispielsweise

- während eines ersten Schrittes die Lage der Doppelzapfen 270 an den Lagemeßgeberelementen 256 gewählt werden und können in einem zweiten Schritt die Dehnungskoeffizienten α₁ und α₂ sowie die Radien des Rings 236 und des Rings 246 gewählt werden,
- oder im Gegensatz in dem ersten Schritt die Dehnungskoeffi zienten α₁ des Rings 246 und α₂ des Rings 236 sowie deren Radien gewählt werden, wobei α₁ und α₂ gegebenenfalls unterschiedlich sein können,und kann in einem zweiten Schritt die Umfangslage der Zapfen bestimmt werden,

wobei die Ansprechzeit des Rings 236 und des Rings 246 bei beiden Vorgehensweisen zur Bestimmung mittels Wärme tauschbeschleuniger (für den Ring 236) oder Wärmedämmungen (für den Ring 240) eingestellt sind abhängig von ihrer thermischen Trägheit, und dies derart, daß eine radiale Verschiebung des Dichteinsatzes 274 erhalten wird, die identisch der radialen Verschiebung der Enden der Schaufel 274 abhängig von der Zeit während einer Betätigung der Turbomaschine ist.

In den Fig. 21 und 22 ist ein fünftes Ausführungsbeispiel der Erfindung dargestellt, das sich wie das vierte Aus führungsbeispiel insbesondere dadurch auszeichnet, daß der Ring mit kurzer Ansprechzeit außerhalb des Rings mit langer Ansprechzeit liegt. Im Folgenden werden diejenigen Merkmale erläutert, durch die sich das fünfte Ausführungs beispiel von dem vierten Ausführungsbeispiel unterscheidet.

Die Versorgung mit Luft, die vom Kompressor stammt, des Rings mit kurzer Ansprechzeit erfolgt über außerhalb des Gehäuses 226 der Turbine liegenden Rohren über Mündun gen 290, die Luft zuführen, die vom Kompressor über Rohr leitungen abgenommen ist, die um das Gehäuse 226 verteilt sind. Diese Luft wird nicht zum Spülen des Rings 346 mit langer Ansprechzeit verwendet. Aus diesem Grund kann, da die Zufuhr der Luft von außen erfolgt, die Lage der Stufe des Kompressors unter den letzten) frei gewählt werden, an der diese Entnahme stattfindet.

Der äußere Ring 336 geringer Trägheit ist stromaufseitig und stromabseitig im Gehäuse 226 zentriert und ist aus reichend lang (in Längsrichtung), damit der mittlere Teil den radialen Dehnungen oder Zusammenziehungen folgen kann, die durch die Temperatur dieses mittleren Teils erzwungen sind, ohne daß merkliche hyperstatische Kräfte eingeführt werden. Der Ring 336 weist Wärmetauschbeschleu niger wie Stifte, Rippen, Flügel (mit Ausnahme von Löchern) auf und insbesondere radiale Rippen 252, die ihn versteifen.

Dieser äußere Ring 336 weist Vorsprünge 292 auf, die regelmäßig über den Umfang verteilt nach innen wegragen. Diese Vorsprünge sind über Achsen 358 an Vertiefungen 357 der Lagemeßgeberelemente 356 angelenkt. Diese sind U-förmig, wobei jedoch der konkave Teil dieses U im Gegensatz zum ersten Ausführungsbeispiel nach innen ge wandt ist statt nach außen.

Es ist festzuhalten, daß die am Kompressor abgeführte und in den Raum zwischen dem Gehäuse 26 und dem Ring 336 eintretende Luft, nachdem sie den Ring 336 bezüglich der Temperatur gesteuert hat, vorteilhaft in diesen Raum über Spulenkörper 294 austreten kann, um den Verteiler des folgenden nicht dargestellten Turbinenrades zu kühlen.

Luft, die von außerhalb des Raums 200 stromabwärts der Kammer 222 stammt, tritt durch Löcher 296 und spült die Anordnung der Lagemeßgeberelemente 356 und des Rings mit langer Ansprechzeit. Die auf diese Weise stromab der Brennkammer zugeführte Luft tritt zwischen den Lagemeß geberelementen 253 und den Sektoren 372 hindurch, dann durch einen mit Löchern versehenen Deckel 376, der einer seits zum Steuern des Durchsatzes, andererseits zum Ver bessern der Abkühlung der Sektoren 372 dient, die den Dichteinsatz 374 tragen.

Die Lagemeßgeberelemente 356 tragen der Achse 358 abge wandt Löcher 362 bezüglich der beiden Schenkel des U-Ele mentes. Eine Achse 364 lenkt an diesem Punkt die Lagemeß geberelemente an dem Ring 346 mit langer Ansprechzeit an.

Die Arbeitsweise ist genau die gleiche wie bei dem vierten Ausführungsbeispiel. Es zeigt sich beispielsweise, vgl. Fig. 22, daß während einer Beschleunigung aus gehend vom Verlangsamungszustand der Ring 336 in einer ersten Phase sich unter der Einwirkung der heißeren Luft wie bei dem Verlangsamungszustand erwärmt, die über die Mündungen 290 eintritt (vgl. auch Fig. 21). Sie nimmt über die Vorsprünge 292 die Lagemeßgeberelemente 356 nach außen mit, wobei sie sich im Gegenuhrzeigersinn (vgl. Fig. 22) während der ersten Phase (mechanische Beschleunigung) drehen. In ihrer dargestellten Lage verschieben sich die Doppelzapfen 370 radial nach außen um die Hälfte der radialen Verschiebung der Achsen 358. Dann, während einer zweiten Phase (thermische Stabilisierung der Scheibe) langer Dauer dehnt sich der Ring 346 großer Trägheit unter dem Einfluß der Luft, die von dem stromabseitigen Raum 200 der Brennkammer stammt. Während dieser zweiten Phase nimmt er die Achsen 364 in radialer Richtung nach außen mit, was wiederum den Radius der Implatation der Zapfen 370 vergrößert (in der dargestellten Lage der Zapfen 370 beträgt die Änderung des Implantationsradius der Zapfen die Hälfte der radialen Dehnung des Rings 346). Diese Vergrößerung des Radius der Lage der Zapfen 370 während der zweiten Phase fügt sich offensichtlich deren Radius vergrößerung während der ersten Phase hinzu.

In Fig. 21 sind die Dichtheiten im Längssinn der Vorrich tung dargestellt durch ein System von vorspringenden und rückspringenden Bünden bzw. Flanschen, die ein radiales und longitudinales Verschieben oder Gleiten ermöglichen ohne hyperstatische Kräfte einzuführen. Selbstverständ lich können auch bei diesem fünften Ausführungsbeispiel an sich bekannte Dichtungen verwendet werden, wie sie bei den zuvor erläuterten Ausführungsbeispielen angegeben worden sind, und selbstverständlich auch umgekehrt.

Das soeben erläuterte fünfte Ausführungsbeispiel besitzt gegenüber dem vierten Ausführungsbeispiel folgende Vor teile:

- Die Lagemeßgeberelemente sind an drei Punkten und nicht an vier Punkten angelenkt, wodurch die Klemmge fahren im Fall einer schlechten Anordnung einer der vier Anlenkpunkte des ersten Ausführungsbeispiels ver mieden werden beispielsweise aufgrund einer ungünstigen Aufaddierung von Herstelltoleranzen, wodurch sich ein Parallelitätsfehler bei den ersten und zweiten Anlen kungen ergeben würde (dieser Vorteil ist der gleiche wie bei dem dritten Ausführungsbeispiel),
- die Kreise, die dazu dienen, die Temperaturen im stabilisierten und im Übergangs zustand beim Ring mit kurzer Ansprechzeit und beim Ring mit langer Ansprech zeit zu steuern, sind voneinander getrennt, was ins besondere einen weiteren Parameter bei der Optimierung des Systems ermöglicht, nämlich die Stufe der Entnahme beim Kompressor der Luft, die die Temperatur beein flußt und damit die Dehnung des Rings 336 unabhängig von der Temperatur der Luft die Temperatur des Rings 346 beeinflußt.

Zahlreiche andere Ausführungsformen und Weiterbildungen der vorstehend erläuterten Ausführungsformen sind inner halb des Rahmens der Erfindung möglich, insbesondere sol che, die gleichzeitig erlauben

- aufeinanderfolgend Einfluß zu nehmen für die Echtzeit steuerung des Spiels ,
- auf den Ring mit großer mechanischer Trägheit, jedoch sehr kurzer thermischer Ansprechzeit zum Kompensieren bei der Beschleunigung der radialen Verschiebung der Enden der Schaufeln aufgrund der zentrifugalen Dehnung der Scheibe und der Schaufeln und der thermischen Dehnung der Schau feln (oder umgekehrt der Zusammenziehung bei einer Ver langsamung oder Bremsung),
- auf einen Ring großer mechanischer Trägheit und großer thermischer Trägheit zum langsamen Kompensieren der ther mischen Dehnungen der Scheibe (wobei insbesondere aufgrund einer geeigneten Wärmedämmung auf die Ansprechzeit dieses Rings Einfluß genommen werden kann, um sie an die thermische Ansprechzeit der Scheibe anzupassen),
- diese beiden Ringe mit vielen an einer Seite in Umfangsrich tung an einem der Ringe angelenkten Elemente, die auf der anderen Seite in Umfangsrichtung am anderen Ring angelenkt sind zu verbinden derart, daß die thermischen Dehnungen dieser Ringe und der vielen Elemente erfolgen können, ohne daß hyper statische Kräfte an irgendeinem der Teile eingeführt würden,
- eine homogene Ventilierung längs des Umfangs für jedes der Elemente der Vorrichtung sicherzustellen,
- die Lage der Dichtungssektoren (Verschleißbeläge beispiels weise) gegenüber der Lage der angelenkten Elemente zu steuern derart, daß die Verschiebung Δr_t in radialer Rich tung der Zapfen, die die Dichtungssektoren steuern, zu jedem Augenblick in erster Annäherung die lineare Kombination der Vergrößerung (bzw. Verkleinerung) des Radius r_i des inneren Drehkörpers und der Vergrößerung (bzw. Verringerung) des Radius r_e des äußeren Drehkörpers ist, eine Kombi nation der Form: Δr_t = ηr_i + (1 - η) Δr_e,wobei η ein Koeffizient ist, der von der Winkellage der Zapfen gegenüber den Anlenkachsen der Lagemeßgeberelemente abhängt.

Claims

1. Dichtungsvorrichtung für bewegbare Schaufeln von Turbomaschinen mit Echtzeitsteuerung des Spiels an den Enden der Schaufeln, mit einem Dichteinsatz aus Sektoren, die über eine Anordnung von Trag elementen sowohl mit einem ersten Drehkörper als auch einem gleich achsigen zweiten Drehkörper, deren einer innerhalb des anderen ist, verbunden sind, dadurch gekennzeichnet,
daß die Anordnung der Tragelemente durch eine Anzahl von Lagemeß geberelementen (54; 146; 256; 356) gebildet ist, die in Umfangs richtung verteilt sind und alle ähnlich sind, wobei an jedem davon ein Doppelzapfen (98; 168; 270; 370) befestigt ist, der die Lage fixierung zweier benachbarter Sektoren des Dichteinsatzes (100; 184; 186; 274; 374) sicherstellt, wobei die Lagemeßgeberelemente (54; 146; 256; 356) jeweils in isostatischer Weise angelenkt sind, wobei
einerseits bezüglich einer ersten Anlenkung (92; 152 bis 155; 258; 358) die ersten Gelenke (92; 152 bis 155; 258; 358) regel mäßig in Umgangsrichtung auf dem ersten Drehkörper (56, 156, 236; 336) verteilt sind, der steif ist, praktisch die gleichen mechanischen Charakteristiken über den gesamten Umfang besitzt, koaxial zur Turbomaschine in allen Be triebsbedingungen einschließlich Übergangsbedingungen ist, der energisch von Luft ventiliert wird, das an einer Stelle der Turbomaschine stromauf der Vorrichtung entnom men wird und der Wärmetauschbeschleuniger aufweist, und
andererseits bezüglich einer zweiten Anlenkung (90; 140; 264; 364) die zweiten Gelenke (90; 140; 264; 364) gleich mäßig in Umfangsrichtung auf dem zweiten Drehkörper (42; 138; 246; 346) verteilt sind, der steif ist, der praktisch die gleichen mechanischen Charakteristiken über seinen gesamten Umfang besitzt, dessen Wärmeleitwider stand größer ist als derjenige der ersteren Anordnung (56; 156; 236; 336), der durch Luft ventiliert wird, die in Höhe der Turbomaschine stromauf der Vorrichtung ent nommen ist, und
daß das erste Gelenk (92; 152 bis 155; 258; 358) und das zweite Gelenk (90; 140; 264; 364) für jedes Lagemeßgeber element (54; 146; 256; 356) in Umfangsrichtung verteilt sind, um die Einführung hyperstatischer Kräfte zu ver meiden, wobei die Umfangslage der Doppelzapfen (98; 168; 270; 370) an den Lagemeßgeberelementen (54; 146; 256; 356) einerseits bestimmt ist und die Wärmedehnungskoeffi zienten α₁ des Metalls, das den ersten Drehkörper (56; 156; 236; 336) bildet, und α₂ des Metalls, das den zweiten Drehkörper (42; 138; 246; 346) bildet, andererseits ge wählt sind, derart, daß während einer Bedienung der Turbomaschine (1) einerseits in einer ersten schnellen Phase die radialen Verschiebungen der Doppelzapfen (98, 168; 270; 370) aufgrund Rückwirkung des ersten Dreh körpers (56; 156; 236; 336) unter Mitwirkung der ersten Gelenke (92; 152 bis 155; 258; 358) einen Wert besitzen, der gleich der zentrifugalen Rückwirkung der Scheibe (3) und der Schaufeln (2) vergrößert zumindest um den größten Teil der thermischen Rückwirkung der Schaufeln (2) ist, und derart, daß andererseits in einer zweiten viel länge ren Phase die zusätzlichen radialen Verschiebungen der Doppelzapfen (98; 168; 270; 370), die mittels der Rückwir kung des zweiten Drehkörpers (42; 138; 246; 346) über die zweiten Gelenke (90; 140; 264; 364) erhalten sind, einen Wert besitzen, der gleich der thermischen Rückwirkung der Scheibe (3) ist.

2. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß der erste Drehkörper (56; 156) innen und der zweite Drehkörper (42; 138) mit größerem Wärmeleit widerstand außen liegen.

3. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß der erste Drehkörper (236; 336) außen und der zweite Drehkörper (246; 346) mit größerem Wärmeleit widerstand innen liegen.

4. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Lagemeßgeberelemente U-Profil elemente (54) sind, deren Konkavität zur radial außen liegenden Seite der Vorrichtung weist und die Bohrungen (90, 92) aufweisen, die in Umfangsrichtung und die radial versetzt sind, in denen elastische Stifte (94, 96) ange ordnet sind.

5. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Lagemeßgeberelemente T-Profil elemente (146) sind, deren vertikaler T-Schenkel radial nach außen gewandt ist und einen Vorsprung (142) bildet, der über eine Achse (144) in einer Vertiefung (140) ange lenkt ist, die radial nach innerhalb des Gehäuses (138) gewandt ist, wodurch eines der zweiten Gelenke gebildet ist, und dessen T-Querschenkel (143) an jedem seiner Enden einen radial nach außen gerichteten Flügel strom auf (148) bzw. stromab (150) trägt, wobei jeder Flügel (148, 150) von einem Loch (152, 154) gegenüber einem entsprechenden Loch (153) durchsetzt ist, das in ent sprechenden stromaufseitigen (158) bzw. stromabseitigen (160) Rippen eines Ringes (156) gebohrt ist, der den innenliegenden Drehkörper bildet, wobei die Bohrungen (152, 154, 153) mit einem sie durchsetzenden Bolzen (155) eines der ersten Gelenke bilden.

6. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekenn zeichnet, daß der T-Querschenkel (143) der Lagemeßgeber elemente (146) auf der radial inneren Seite des Ringes (156), der den inneren Drehkörper bildet, angeordnet ist, wobei der Ring (156) gebördelte Taschen (164) für den Durchtritt des Vertikalschenkels (142) des T-Profilelemen tes (146) aufweist.

7. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Lagemeßgeberelemente U-Profilele mente (256) sind, deren Konkavität zur radial äußeren Seite der Vorrichtung gewandt ist und die Bohrungen (255 bis 263) aufweisen, die in Umfangsrichtung und radial versetzt sind und in denen Anlenkbolzen (258 und 264) an dem zweiten Drehkörper (246, 346) bzw. dem ersten Drehkörper (236, 336) aufgenommen sind.

8. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekenn zeichnet, daß die Lagemeßgeberelemente U-Profilelemente (356) sind, deren Konkavität zur radial inneren Seite der Vorrichtung gewandt ist und die Vertiefungen (357) und Bohrungen (362), die in Umfangsrichtung und radial verteilt sind, aufweisen, in denen die Anlenkachsen (358, 364) aufgenommen sind.

9. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekenn zeichnet, daß der äußere Drehkörper durch einen Ring (336) gebildet ist, der regelmäßig über den Umfang ver teilte nach innen ragende Vorsprünge (292) trägt, die über Achsen (358) an den Vertiefungen (357) der Lagemeßgeberelemente (356) angelenkt sind.

10. Dichtungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1, 2 und 4, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Drehkörper (42, 138) zumindest auf einer Seite wärmeisoliert ist.

11. Dichtungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1, 2, 4 und 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventilierungs luft von einer der letzten Stufen des Kompressors abge führt ist und zwischen dem äußeren Drehkörper (42; 138) und dem inneren Drehkörper (56) über eine Anzahl rohr förmiger Elemente in Form von Spulenkörpern (44) einge führt ist, die gleichmäßig über den Umfang verteilt sind, die während einer Beschleunigung bzw. einer Bremsung eine schnelle homogene Wiedererwärmung bzw. Wiederabkühlung längs des Umfanges des inneren Drehkörpers (56) und eine langsame homogene Wiedererwärmung bzw. Wiederabkühlung längs des Umfanges des äußeren Drehkörpers (42, 138) ermöglichen.

12. Dichtungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1, 2, 5 und 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventilierungs luft aus einem stromabseitigen Raum (200) außerhalb der Brennkammer der Turbomaschine abgeleitet ist, über regel mäßig verteilte und in einem radialen am Gehäuse (138) befestigten Flansch (172) vorgesehene Löcher (170), der die Vor richtung stromauf begrenzt, wobei diese Luft anschließend über die Öffnungen einer ersten ringförmigen Abdeckung (161) tritt, die radial außerhalb des Ringes (156) ange ordnet ist, auf den Ring (156) der den inneren Drehkörper bildet, auftrifft, den Ring (156) über zahlreiche Öffnun gen (162) durchsetzt, die Querschenkel (143) der T-Elemen te (146) über Öffnungen (146) durchsetzt und über Öff nungen einer zweiten ringförmigen Abdeckung (182), die radial innerhalb gegenüber den T-Elementen (146) ange ordnet ist, tritt zum Auftreffen auf den Dichteinsatz (184, 186), den die Luft über Öffnungen (185) durchsetzt, bevor sie in den Gasstrom der Turbomaschine entweicht.

13. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventilierungsluft des ersten Drehkörpers (236) in dem Raum (200) abgeleitet ist, der außerhalb und stromab der Brennkammer (222) der Turbo maschine angeordnet ist, und dem ersten Drehkörper (236) durch Aufprall zugeführt ist und während einer Beschleunigung bzw. einer Bremsung eine schnelle homogene Wiedererwärmung bzw. Abkühlung längs des Umfanges des ersten Drehkörpers (236) ermöglicht.

14. Dichtungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1, 3, 8 und 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventilierungs luft des ersten Drehkörpers (336) an einer der letzten Stufen des Kompressors abgeleitet ist, über Mündungen (290) des Gehäuses der Turbine (226) zugeführt ist, die gleichmäßig in Umfangsrichtung verteilt sind, die während einer Beschleunigung bzw. einer Bremsung eine schnelle homogene Wiedererwärmung bzw. Wiederabkühlung längs des Umfanges des ersten Drehkörpers (336) ermöglichen und anschließend über Spulenkörper (294) zu einem Teil der Turbomaschine stromab der Vorrichtung abgeführt wird.

15. Dichtungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1, 3, 7, 8, 9, 13 und 14, dadurch gekennzeichnet, daß die in dem stromabseitigen äußeren Raum der Brennkammer (222) abgeleitete Ventilierungsluft, nachdem sie während einer Beschleunigung bzw. Bremsung eine langsame homogene Wiedererwärmung bzw. Wiederabkühlung längs des Umfanges des zweiten Drehkörpers (246, 346) erreicht hat, in radial innerer Richtung durch Öffnungen einer Abdeckung (276, 376) tritt, um eine Aufprallwirkung auf die Ab schnitte des Dichteinsatzes (272, 274, 372, 374) zu errei chen, und in den Gasstrom der Turbomaschine durch die Sektoren des Dichteinsatzes abgeführt wird in einer Richtung, die schräg zu sowohl der radialen als auch der Umfangsrichtung ist.

16. Dichtungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1, 2, 4, 10 und 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Dichtheit zwischen benachbarten Sektoren (100) über ineinander gepaßte Zackenteile (122, 122a) und Zwischenelemente (106) sichergestellt ist und daß die Dichtheit zwischen den Sektoren (100) und der Traganordnung über sektori sierte Dichtungen (103, 103a) sichergestellt ist.

17. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 16, dadurch ge kennzeichnet, daß die leichte Änderung des radialen Spiels an den Enden der Schaufeln zwischen der Mitte und dem Ende jedes Sektors (100) auf kaltem Wege kompensiert ist durch jeweils Fertigen jedes Sektors (100) mit einem anfänglichen Krümmungsradius R_vco derart, daß R_vco = R_vo + ΔR_vj - ΔR_vcj,mit R_vo = mittlerer Radius des Kreises, auf dem sich die Sektoren (100) in Ruhelage befinden,
ΔR_vj = Änderung (R_vj - R_vo) des mittleren Radius eines Sektors (100) zwischen dem Ruhezustand und dem Zustand j, der einem ausgewählten Betriebs zustand im Zyklus der Turbomaschine entspricht,
ΔR_vcj = Änderung des Krümmungsradius des Sektors (100) zwischen den gleichen Zuständen, nämlich dem Ruhezustand und dem Zustand j.

18. Dichtungsvorrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekenn zeichnet, daß der Durchsatz der Luft, der an der Stufe des Kompressors während einer Bedienung der Turbomaschine (1) entnommen wird, in Korrelation mit der Wahl der Wärmedehnungskoeffizienten α₁ des ersten Drehkörpers (56) und α₂ des zweiten Drehkörpers (42; 138) derart bestimmt ist, daß einerseits mit T_o = Temperatur des zu Beginn der Bedienung entnommenen Gases und mit T_o + ΔT = Tempe ratur des Gases am Ende der Bedienung, die Temperatur des ersten Drehkörpers (56) zwischen T_o + 0,95 ΔT und T_o + ΔT am Ende einer Zeitdauer gehalten ist, die im wesentlichen dem zeitlichen Ansprechverhalten der Turbo maschine auf die Bedienung entspricht, und daß andererseits die Zeitdauer zum Erreichen der stabilisierten Temperatur des zweiten Drehkörpers (42, 138) gleich ist der Zeit dauer zum Erreichen der quasi-stabilisierten Temperatur der Scheibe (3) als Ergebnis der Bedienung.

19. Dichtungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1, 2, 4, 10, 11, 16, 17 und 18, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Drehkörper durch einen in einem Gehäuse der Turbine (36) mittels Längsklötzen (52) zentrierten Ring (42) gebildet ist, wobei die Längsklötze regelmäßig ver teilt sind und mit Taschen (40) des Gehäuses (36) zusam menwirken.

20. Dichtungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1, 2, 4, 10, 11, 16, 17 und 18, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Drehkörper durch einen Ring (42) gebildet ist, der in einem Gehäuse der Turbine (36) mittels Stiften (51) zentriert ist, die mit radialen Bohrungen (53) des Gehäuses (36) und mit radialen Bohrungen (53a) des Ringes (42) zusammenwirken.

21. Dichtungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1, 2, 4, 5, 6, 10, 11, 12, 16, 17 und 18, dadurch gekennzeich net, daß der zweite Drehkörper durch einen Teil des Ge häuses der Turbine (138) gebildet ist.

22. Verfahren zur Bestimmung einer Dichtungsvorrichtung für bewegliche Schaufeln von Turbomaschinen gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß in einem ersten Schritt die Umfangslage der Doppel zapfen (98, 168; 270; 370) auf den Lagemeßgeberelementen (54; 146; 256; 356) bestimmt wird abhängig von den Be dingungen nach Anspruch 1 und daß in einem zweiten Schritt die Wärmedehnungskoeffizienten α₁ des ersten Drehkörpers (56; 156, 236, 336) und α₂ des zweiten Dreh körpers (42; 138; 246, 346) sowie die Radien von erstem (56; 156; 236; 336) und zweitem Drehkörper (42; 138; 246; 346) bestimmt werden, um eine wirksame Echtzeitsteuerung des Spiels an den Enden der Schaufeln (4, 224) zu errei chen.

23. Verfahren zur Bestimmung einer Dichtungsvorrichtung für bewegliche Schaufeln von Turbomaschinen nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß in einem ersten Schritt die Wärmedehnungskoeffizienten α₁ des ersten Drehkörpers (56; 156; 236, 336) und α₂ des zweiten Drehkörpers (42; 138; 246; 346) bestimmt wer den und daß in einem zweiten Schritt die Umfangslage der Doppelzapfen (98; 168; 270; 370) auf den Lagemeßgeber elementen (54; 146; 256; 356) bestimmt wird , um eine radiale Verschiebung des Dichteinsatzes (100; 184, 186; 272, 274; 372, 374) abhängig von der praktischen Krümmung zu erhalten, die die Verschiebungen der Enden der Schau feln (4; 224) abhängig von der Zeit wiedergeben nach Stabilisierung während einer Bedienung der Turbomaschine (1).

24. Verfahren zur Bestimmung einer Dichtungsvorrichtung für bewegliche Schaufeln von Turbomaschinen nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Wärmedehnungskoeffizienten α₁ des ersten Dreh körpers (56; 156; 236; 336) und α₂ des zweiten Drehkör pers (42; 138; 246; 346) zunächst bestimmt werden und daß eine zulässige Abweichung zwischen der Ansprechzeit während einer Erwärmung oder einer Abkühlung von erstem und zweitem Drehkörper erhalten wird durch Bestimmung der inneren (50) und äußeren (48) Wärmeisolationen des zweiten Drehkörpers (42, 138), der Wärmetauschbeschleuni ger auf dem ersten Drehkörper (56; 156; 236; 336), der jeweiligen Dicken von erstem (56; 156; 236; 336) und zweitem Drehkörper (42; 138; 246; 346), um eine radiale Verschiebung des Dichteinsatzes (100, 184 bis 186, 272 bis 274, 372 bis 374) zu erreichen, die im wesentlichen identisch der radialen Verschiebung der Enden (4; 224) der Schaufeln (2) abhängig von der Zeit ist, während einer Bedienung der Turbomaschine bis zum Ende der thermischen Stabilisierung.

25. Verfahren zur Bestimmung einer Dichtungsvorrichtung für bewegliche Schaufeln von Turbomaschinen nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß in einem ersten Schritt einerseits die Materialien des ersten Drehkörpers (56; 156; 236; 336) und des zwei ten Drehkörpers (42; 138; 246; 346) und damit deren Wärmedehnungskoeffizienten α₁ bzw. α₂ und andererseits der stromaufseitige Ort der Turbomaschine bestimmt wer den, an dem die Ventilierungsluft und damit der Tempera turbereich ΔT zwischen den stabilisierten verlangsamten und Vollgas-Betriebszuständen gewählt wird, daß in einem zweiten Schritt die Lage der Doppelzapfen (98; 168; 270; 370) auf den Lagemeßgeberelementen (54; 146; 256; 356) bestimmt wird, daß in einem dritten und letzten Schritt einerseits die Wärmetauschbeschleuniger auf dem ersten Drehkörper (56; 156; 236; 336) und andererseits die Wärmetauschverlangsamer auf dem zweiten Drehkörper (42; 138; 246; 346) und damit die Ansprechzeiten der beiden Körper bestimmt werden, um eine radiale Verschie bung des Dichteinsatzes (100; 184, 186; 272, 274; 372, 374) zu erhalten, die im wesentlichen identisch der radialen Verschiebung der Enden der Schaufeln (4; 224) abhängig von der Zeit ist während einer Bedienung der Turbomaschine bis zum Ende der thermischen Stabilisierung.

26. Verfahren zur Bestimmung einer Dichtungsvorrichtung für bewegliche Schaufeln von Turbomaschinen nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß die Wärmedehnungskoeffi zienten α₁, α₂ der für den ersten Drehkörper (56, 156, 236, 336) und für den zweiten Drehkörper (42, 138, 246, 346) gewählten Materialien gleich sind.