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Die
vorliegende Erfindung betrifft für
den Betrieb in Anwendungen für
unterschiedliche Frequenzen vorgesehene Gasturbinen, die einen hohen
Grad an Hardwareübereinstimmung
aufweisen, und betrifft insbesondere aus übereinstimmenden modularen Komponenten
bestehende Gasturbinen für
den landbasierten Betrieb in Stromversorgungsnetzen mit einer Frequenz
von 50 Hz oder 60 Hz.
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Zur
landbasierten Stromerzeugung eingesetzte Gasturbinen werden je nach
Frequenz des Stromversorgungsnetzes üblicherweise sowohl für 50 Hz
als auch für
60 Hz-Anwendungen benötigt.
Die mit der Entwicklung und Herstellung von Maschinen für beide
Frequenzen verbundenen Kosten sind recht hoch. Beispielsweise sind
die Komponenten einer für eine
bestimmte Frequenzanwendung konstruierten Turbine in der Regel spezifisch
für diese
Turbine. Hieraus resultieren höhere
Investitionskosten für
die Werkzeugausstattung und praktisch keine Hardwareübereinstimmung
zwischen den zwei Turbinen, was sich sonst vorteilhaft auf die Turbinenkosten
auswirken würde.
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Ein
häufig
umgesetztes Konzept für
die Entwicklung von Gasturbinen für 50 Hz- und 60 Hz-Anwendungen
besteht darin, eine Konstruktion durch einfaches geometrisches Skalieren
an eine zweite Frequenz anzupassen. Das Skalieren basiert auf dem
Prinzip, dass man die physische Größe einer Maschine reduzieren
oder erhöhen
und gleichzeitig die Drehzahl erhöhen oder verringern kann, um
aerodynamisch und mechanisch gleichartige Verdichter und Turbinen
für die
verschiedenen Frequenzanwendungen herzustellen. Die Anwendung von
Skalierungstechniken hat die Entwicklung von Turbinen für beide
Fre quenzanwendungen ermöglicht,
woraus jedoch trotz der Senkung der Entwicklungskosten immer noch
Turbinenkomponenten resultieren, die für eine Turbine spezifisch sind,
die für
eine bestimmte Frequenzanwendung vorgesehen ist. Beispielsweise werden
die Komponenten einer für
eine 50 Hz-Anwendung konstruierten Turbine um das Frequenzverhältnis 50/60
= 0,833 geometrisch skaliert, damit bei einer Frequenz von 60 Hz
eine gleichartige Turbinenleistung erbracht wird. Angesichts dieser
festgelegten Skalierung entspricht die Ausgangsleistung dem inversen
Quadrat der Frequenz, d.h. (50/60)2 = 0,694.
Eine Turbine, die zum Erzielen einer Ausgangsleistung von 100 Megawatt
für eine
Frequenz von 50 Hz ausgelegt ist, würde bei einer geometrischen
Skalierung mit dem Faktor 0,833 demnach eine Ausgangsleistung von
69,4 Megawatt bei einer Frequenz von 60 Hz erzielen. Im Allgemeinen
besteht beim geometrischen Skalieren von Turbinenkonstruktionen
eine feste Beziehung oder ein festes Verhältnis zwischen der Ausgangsleistung
bei einer Drehzahl und der Ausgangsleistung bei einer anderen Drehzahl.
Der Vorteil dieses Skalierungskonzepts ist, dass die für eine Frequenz
dimensionierten Komponenten mühelos
für die
skalierte Frequenz umkonstruiert werden können. Die Leistung der Turbine
wird jedoch vom Skalierungsfaktor festgelegt, so dass die eine oder
die andere Turbine für
eine bestimmte Anwendung eventuell nicht optimal geeignet ist. Dies
bedeutet, dass auf dem Markt eine Nachfrage nach Turbinen für den Betrieb
bei unterschiedlichen Frequenzen bestehen kann und dass die Ausgangsleistung
der einen Turbine bei der einen Frequenz nicht zu der gewünschten
Leistung der anderen Turbine bei der anderen Frequenz führt, wenn
die erste Turbine zur Realisierung der zweiten Turbine geometrisch
skaliert wird. Gleichermaßen
von Bedeutung ist, dass die Komponenten (Hardware) einer Basisturbine
für die
eine Frequenzanwendung prak tisch keine Übereinstimmung mit den Komponenten (Hardware)
der skalierten Turbine für
die andere Frequenzanwendung aufweisen, wodurch höhere Kosten
für die
Werkzeugausstattung und Komponententeile sowie andere Nachteile
entstehen.
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Mit
Hilfe der vorliegenden Erfindung können Gasturbinen bereitgestellt
werden, die für
50 Hz- bzw. 60 Hz-Anwendungen eingesetzt werden können und
die bei minimalen oder vernachlässigbaren
Verlusten bei der Turbinenleistung pro Anwendung im Wesentlichen
bedeutende Übereinstimmungen
bezüglich
der Hardware aufweisen, wobei durch Übereinstimmungen bei Konstruktion,
Hardware und Werkzeugausstattung deutliche Kostensenkungen erzielt
werden können.
Zusätzliche ökonomische Vorteile
lassen sich durch die Verkürzung
von Konstruktionszyklen und die Verringerung der Ressourcen realisieren,
die für
die Konstruktion und Fertigung von Turbinen zur Verwendung bei unterschiedlichen Ausgangsleistungen
und Frequenzen erforderlich sind. Darüber hinaus löst die vorliegende
Erfindung die Beziehung zwischen der geometrischen Skalierung und
der Ausgangsleistung auf, wodurch die Ausgangsleistung der 50 Hz-
und 60 Hz-Maschinen unabhängig
von der Turbine durch das Festlegen des Verdichtermassenstroms und
der entsprechenden Anpassung der Turbine definiert werden kann.
Kurzum ist die Konstruktion von Turbinen mit unterschiedlichen Ausgangsleistungen
bei unterschiedlichen Frequenzen gemäß dieser Erfindung nicht länger durch
den Faktor der geometrischen Skalierung eingeschränkt.
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Zur
Konstruktion der einen oder der anderen der zwei Turbinen für unterschiedliche
Frequenzanwendungen, z.B. 50 Hz oder 60 Hz, und angesichts der Tatsache,
dass eine möglichst
identische Heißgasströmungsstrecke
bei den zwei Turbinen wün schenswert
ist, wird zunächst
eine Austrittsmachzahl so festgelegt, dass der Druckverlust im stromabwärts angeordneten
Diffusor der Turbine und deren mechanische Leistung akzeptabel sind.
Bei einer bestimmten Brenntemperatur bestimmen das Turbinendruckverhältnis und
die Kühlluftmenge,
die den Turbinenschaufelblättern
und Zubehörteilen,
wie z.B. Deckbändern,
sowie der Gasströmungsstrecke
zugeführt wird,
welche Metalltemperatur die Turbinenschaufel letzten Stufe aufweist.
Durch die Auswahl einer geeigneten Legierung für die Turbinenschaufel der
letzten Stufe lässt
sich beispielsweise die maximal zulässige Fliehkraftbeanspruchung
für die
60 Hz-Maschine bestimmen. Diese Fliehkraftbeanspruchung ist direkt
proportional zu AN2, wobei A der von den
Turbinenschaufeln der letzten Stufe gebildete Ringbereich ist und
N der Drehzahl entspricht. Durch die Begrenzung der Austrittsmachzahl
kann der maximal zulässige
Strom durch die Turbine und somit deren Ausgangsleistung bestimmt
werden.
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In
einer bestimmten ursprünglichen
Konstruktion, z.B. für
eine Frequenz von 50 Hz oder 60 Hz, und hier beispielsweise für 60 Hz,
können
die (inneren) Nabenradien der Strömungsstrecke unter Berücksichtigung
von Turbinenleistung, Rotorlänge
und -gewicht, Leckagen und dergleichen festgelegt werden. Nach der
Festlegung der Nabenradien und des Ringbereichs der letzten Stufe
können
die Radien der Schaufelblattspitzen definiert werden. Wegen des Terms
N2 in der Gleichung für die Fliehkraftbeanspruchung
sind bei der 60 Hz-Turbine mit der höheren Drehzahl die Schaufellängen begrenzt.
Um unter den Bedingungen für
die Konstruktion der 60 Hz-Maschine und unter Annahme einer identischen
Brenntemperatur, gleicher Gasströmungseigenschaften
sowie im Wesentlichen gleichartiger Druckverhältnisse die für eine 50
Hz-Maschine erforderliche zusätzliche Turbinenausgangsleistung
bereitzustellen, muss der Massenstrom durch die einen konstanten
Querschnitt aufweisende Strömungsstrecke
der Turbine erhöht
werden. Zum Erzielen dieses größeren Massenstroms
bei gleichzeitiger Beibehaltung einer akzeptablen Austrittsmachzahl
wird die Höhe
des Austrittsrings vergrößert, um
einen größeren Austrittsbereich
zu schaffen. Bei einer 50 Hz-Turbine wird dieser Höhenzuwachs
an den Leitrad- und Turbinenschaufeln der letzten Stufe im Blattspitzenbereich
realisiert, während
gleichzeitig ein mit der 60 Hz-Turbine übereinstimmender Nabenradius
beibehalten wird. Infolgedessen weisen die Blattspitzen der Leitrad-
und Turbinenschaufeln der letzten Stufe, z.B. der vierten Stufe
in einer vierstufigen Turbine, vergrößerte Radien auf. Zur Aufrechterhaltung
des Turbinendruckverhältnisses
bei gleichzeitiger Vergrößerung des
Massenstroms werden die Leitrad- und
Turbinenschaufeln der ersten Stufe geändert, um ihre Verengungsbereiche,
d.h. den als Strömungskanal
verfügbaren Bereich,
zu vergrößern. Die
Querschnittsfläche
des Rings, der die Strömungsstrecke
der ersten Stufe bildet, bleibt gleich, obwohl sich deren Strömungsquerschnitt
z.B. auf Grund der geänderten
Ausrichtung ihrer Turbinenschaufeln und Trennwände vergrößert.
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Wichtig
ist, dass die dazwischen liegenden Stufen, d.h. die Geometrie der
zweiten und dritten Stufe in einer vierstufigen Turbine, gemäß der vorliegenden
Erfindung bei den Turbinen mit unterschiedlicher Ausgangsleistung
bei unterschiedlichen Frequenzen unverändert bleiben. Obwohl der zwischen 50
Hz- und 60 Hz-Turbinen bestehende Unterschied bezüglich Drehzahl
und Massenstrom eine geringfügige Änderung
des Anströmwinkels
des auf die Schaufelblätter
der zweiten und dritten Stufe strömenden Gases verursacht, können solche Än derungen
des Anströmwinkels
bei der Konstruktion der Schaufelblätter für diese Stufen hingenommen
werden. Obwohl außerdem
der Gasdruck in der Strömungsstrecke
bei Turbinen unterschiedlicher Leistung anders ist, können der
Kühlluftstrom
und der Spülstrom
so gewählt
werden, dass in beiden Maschinen ein geeigneter Rückstrombereich
aufrechterhalten wird, damit das Eindringen von Heißgas aus der
Strömungsstrecke
in die Kühlkanäle der Komponenten
der Heißgasströmungsstrecke
ausgeschlossen ist.
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Es
ist nachvollziehbar, dass die Turbinenschaufelblätter normalerweise so ausgerichtet
sind, dass zentrifugal generierte Biegebelastungen den vom Gasdruck
generierten Belastungen entgegenwirken. In den dazwischen liegenden
Stufen, z.B. in der zweiten und dritten Stufe einer vierstufigen
Turbine, müssen
die Schaufelblätter
unter beiden Ausgangsleistungen und Frequenzen arbeiten, was zu zentrifugalen
Biegebelastungen führt,
die bei den zwei Drehzahlen voneinander abweichen. Es wurde jedoch
festgestellt, dass die Schaufelblätter in Umfangsrichtung und
axial in eine Zwischenposition geneigt werden können, um die resultierende
Nettobiegungsbeanspruchung bei beiden Drehzahlen auf ein akzeptables
Maß zu
reduzieren.
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Auf
Grund der vorangegangenen Beschreibung ist weiterhin nachvollziehbar,
dass die resultierenden Turbinen mit unterschiedlichen Ausgangsleistungen
bei unterschiedlichen Frequenzen, z.B. 50 Hz- und 60 Hz-Turbinen,
einen hohen Grad an Hardwareübereinstimmung
aufweisen. Insbesondere der Rotor, die Rotorlaufräder für die Turbinenschaufeln aller
vier Stufen, die Distanzscheiben zwischen den Stufen, die Laufradscheibe,
die hintere Welle, die vordere Welle, die Dicht scheiben, die Turbinenschaufeln
der zweiten und dritten Stufe, die Zwischenböden, die Deckbänder für die Turbinenschaufeln
der zweiten und dritten Stufe sowie für die Turbinenschaufeln der
ersten Stufe, die Innenschale und die Außenschale sind Hardwarekomponenten,
die 50 Hz- und 60 Hz-Turbinen gemein haben. Etwas anders ausgedrückt handelt
es sich bei den spezifischen Elementen der einzelnen 50 Hz- und
60 Hz-Maschinen prinzipiell um die Leitrad- und Turbinenschaufeln
der ersten und letzten Stufe, die Deckbänder der letzten Stufe und
die Diffusorverkleidung am Austrittsring. Die Erfindung ist daher
dadurch gekennzeichnet, dass die Turbinenkomponententeile zur Verwendung
in Turbinen für
unterschiedliche Frequenzanwendungen, z.B. für 50 Hz- und 60 Hz-Anwendungen, einen
hohen Grad an Modularität
aufweisen.
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Verschiedene
Konstruktionskonzepte für Turbinen,
die zur Erzeugung von Elektrizität
eingesetzt werden, sind in folgenden Dokumenten erörtert: D.
Kalderon, "Design
of large steam turbines",
GEC Turbine Generators LTD., Rugby, England XP002007571 sowie DE-A-2
408 642 und CH-A-85 282.
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Gemäß der vorliegenden
Erfindung wird ein Turbinensystem zur Schaffung von Gasturbinen
für einen
Betrieb bei zwei oder mehr unterschiedlichen Ausgangsleistungen
und Drehzahlen zur Verwendung in elektrischen Stromversorgungssystemen
mit unterschiedlichen Stromfrequenzen bereitgestellt, wobei die
Gasturbinen erste, dazwischen liegende und letzte Stufen enthalten,
wobei jede Stufe einen festen Zwischenboden mit feststehenden Trennwänden und
ein drehbares Turbinenrad mit Turbinenschaufeln aufweist, dadurch
gekennzeichnet, dass das System Sätze von Turbinenstufen aufweist,
in welchen jeweils die Turbinen zur Verwendung bei unterschiedlichen
Stromnetz frequenzen erste Stufen mit sich voneinander unterscheidenden
Geometrien; entsprechende letzte Stufen mit sich voneinander unterscheidenden
Geometrien und dazwischen liegende Stufen mit identischen Geometrien
aufweisen.
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Die
Turbine mit der ersten Ausgangsleistung kann bei einer ersten Drehzahl
von 3600 UPM für
ein 60 Hz-Stromversorgungsnetz betrieben werden, und die zweite
Turbine mit der zweiten Ausgangsleistung kann bei einer Drehzahl
von 3000 UPM für
ein 50 Hz-Stromversorgungsnetz betrieben werden. Die letzte Stufe
für die
erste Turbine kann einen Austrittsring mit einer kleineren Querschnittsfläche als
die Querschnittsfläche
des Austrittsrings der letzten Stufe für die zweite Turbine besitzen.
Die ersten Stufen jeder der ersten und zweiten Turbinen können voneinander
abweichende Geometrien aufweisen.
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Es
ist dementsprechend ein primäres
Ziel der vorliegenden Erfindung, Turbinen und Verfahren zum Konstruieren
von Turbinen zu schaffen, wobei nicht geometrisch skalierte Turbinen
unterschiedliche Ausgangsleistungen bei unterschiedlichen Frequenzen
erbringen und wobei bei einer vernachlässigbaren Schmälerung der
Turbinenleistung im Wesentlichen bedeutende Übereinstimmungen bezüglich der Hardware
zwischen den Turbinen herrschen.
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KURZBESCHREIBUNG
DER ZEICHNUNGEN
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1 ist
eine schematische Darstellung einer Gasturbine gemäß der vorliegenden
Erfindung.
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2 ist
ein schematisches Diagramm eines kombinierten Systems, in dem zur
Erhöhung
des Wirkungsgrads die Gasturbine und ein Dampfgenerator für die Wärmerückgewinnung
zum Einsatz kommen.
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3a ist
eine schematische Querschnittansicht einer gemäß der vorliegenden Erfindung
konstruierten vierstufigen Turbine mit vordefinierter Ausgangsleistung
und Frequenz.
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3b ist
eine 3a ähnelnde
Ansicht und veranschaulicht eine zweite Turbine mit einer anderen
Ausgangsleistung und Frequenz als die in 3a dargestellte
Turbine.
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4 ist
eine schematische Darstellung der Strömungsstrecke der zwei in 3a bzw. 3b veranschaulichten
Turbinen.
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1 ist
ein schematisches Diagramm für eine
einwellige Hochleistungsgasturbine 10 mit einfachem Zyklus,
welche die vorliegende Erfindung anwendet. Die Gasturbine kann so
aufgefasst werden, dass sie einen mehrstufigen Axialverdichter 12 mit
einer Rotorwelle 14 umfasst. Die bei 16 in den
Einlass des Verdichters eindringende Luft wird vom Axialverdichter 12 verdichtet
und anschließend
einem Brenner 18 zugeführt,
in dem ein Brennstoff wie Erdgas verbrannt wird, um hochenergetische
Verbrennungsgase zu erzeugen, welche die Turbine 20 antreiben. In
der Turbine 20 wird die Energie der Heißgase in Arbeit umgewandelt,
die zu einem Teil zum Antreiben des Verdichters 12 über die
Welle 14 verwendet wird, wobei die Restmenge für nützliche
Arbeit zum Antreiben einer Last, beispielsweise eines Generators 22 zur
Erzeugung von Elektrizität,
an einer Rotorwelle 24 zur Verfügung steht. Eine typische Gasturbine
mit einfachem Zyklus wandelt 30 bis 35% des eingesetzten Brennstoffs
in Wellenleistung um. Bis auf 1 bis 2% liegt die gesamte Restmenge
als Abgaswärme vor,
die bei 26 die Turbine 20 verlässt. Höhere Wirkungsgrade lassen sich
erzielen, indem die Gasturbine 10 in einer kombinierten
Konfiguration eingesetzt wird, in der die im Abgasstrom der Turbine
innewohnende Energie in zusätzliche
nützliche
Arbeit umgewandelt wird.
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2 stellt
die einfachste Form eines kombinierten Zyklus dar, bei dem die Abgase,
welche bei 26 die Turbine 20 verlassen, in einen
Generator 28 eines Wärmerückgewinnungssystems
strömen,
in dem Wasser wie in einem Abhitzekessel in Dampf umgewandelt wird.
Der auf diese Weise produzierte Dampf treibt eine Dampfturbine 30 an,
in der zusätzliche
Arbeit extrahiert wird, um über
die Welle 32 ein zusätzliche
Last, wie z.B. einen zweiten Generator 34, anzutreiben,
der wiederum zusätzliche
elektrische Leistung erzeugt. In einigen Konfigurationen treiben
die Turbinen 20 und 30 einen gemeinsamen Generator
an. Kombinierte Zyklen, die ausschließlich elektrische Leistung
erzeugen und in denen fortschrittlichere Gasturbinen zum Einsatz
kommen, haben einen thermischen Wirkungsgrad von 50 bis 60%.
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In
den beiden Anwendungen, die in den 1 und 2 dargestellt
sind, speist der Generator normalerweise Strom in ein Stromversorgungsnetz
ein. Das Stromversorgungsnetz weist konventionell eine Frequenz
von 50 Hz oder 60 Hz auf, auch wenn der Geltungsbereich der vorliegenden
Erfindung Anwendungen für
Turbinenleistungen bei anderen Frequenzen als 50 Hz und 60 Hz einschließt. Wie bereits
erwähnt
wurde, ist gemäß der herkömmlichen Praxis
der Bereitstellung von Turbinen für die landbasierte Stromerzeugung
jeweils eine Turbine pro Frequenzanwendung und Nennleistung erforderlich, was
einen Mangel an Hardwareübereinstimmung zwischen
den verschiedenen Turbinen zur Folge hat. Auch wenn durch die Anwendung
der geometrischen Skalierung verschiedene Turbinen für Anwendungen bei
unterschiedlichen Frequenzen konstruiert und dadurch die Kosten
gesenkt wurden, ist jede Turbine weiterhin ein Einzelexemplar. Die
vorliegende Erfindung ermöglicht
Turbinen, welche die Beziehung zwischen der Ausgangsleistung bei
unterschiedlichen Frequenzen und dem Skalierungsfaktor auflösen, wodurch
erheblich mehr übereinstimmende
Turbinenhardware für
unterschiedliche Kombinationen aus Leistung und Drehzahl oder Frequenz
eingesetzt werden kann als es das reine geometrische Skalieren derzeit
erlaubt.
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In
den 3a und 3b ist
ein Turbinenpaar Ta und Tb dargestellt,
das in den oben beschriebenen Systemen zur Anwendung kommt. Die
in 3a dargestellte Turbine Ta kann
beispielsweise in 60 Hz-Anwendungen zum Einsatz kommen, während die
in 3b dargestellte Turbine Tb in
50 Hz-Anwendungen zum Einsatz kommen kann. Es sei nur soviel gesagt,
dass die zwei Turbinen Ta und Tb bei
den 60 Hz- und 50 Hz-Anwendungen
für unterschiedliche
Ausgangsleistungen konzipiert sind. In 3a weist
die Turbine Ta eine Außenschale 40a, die
den strukturellen Außenmantel
oder das Außengehäuse der
Turbine bildet, sowie eine Innenschale 42 und einen Rotor
Ra auf. Am Rotor Ra sind eine Vielzahl von Turbinenschaufelrädern 44a sowie
zwischen benachbarten Turbinenschaufelrädern 44a angeordnete
Abstandsräder 46a montiert,
die alle zwischen der vorderen und hinteren Welle 48a bzw. 50a durch
eine Vielzahl von Bolzen 52a miteinander verbunden sind,
die um die Längsachse
des Rotors Ra angeordnet sind. Die Turbine Ta weist
eine erste Stufe, mindestens eine dazwischen liegende Stufe (vorzugsweise
zwei) und eine letzte Stufe auf, wobei jede Stufe einen Zwischenboden,
auf dem eine Vielzahl von in Umfangsrichtung zueinander beabstandeten Trennwänden oder
Leitschaufeln zwischen Innen- und Außenringen montiert sind, und
eine Vielzahl von Turbinenschaufeln aufweist, die auf den Turbinenrädern montiert
sind. Die Darstellung zeigt eine vierstufige Turbine mit den Leitschaufeln 54a und
Turbinenschaufeln 56a der ersten Stufe, den Leitschaufeln 58a und
Turbinenschaufeln 60a der zweiten Stufe, den Leitschaufeln 62a und
Turbinenschaufeln 64a der dritten Stufe und den Leitschaufeln 66a und
Turbinenschaufeln 68a der vierten Stufe. Die Leitschaufeln 54a, 58a, 62a und 66a bilden
einen Teil der Zwischenböden,
auf denen die zwischen dem inneren und äußeren Zwischenbodenring verlaufenden Trennwände auf übliche Weise
montiert sind. Außerdem
trägt die
Innenschale 42a die Deckbänder 70a und 72a,
welche die Spitzen der Turbinenschaufeln 56a und 60a der
ersten bzw. zweiten Stufe umschließen. Die Deckbänder 74a und 76a werden
direkt von der Außenschale 40a um
die Spitzen der Turbinenschaufeln 64a und 68a der
dritten bzw. vierten Stufe getragen. Folglich bilden die Leitschaufeln,
die Deckbänder
und die Außenflächen der
Turbinenschaufelräder
eine durch die Turbine verlaufende ringförmige Strömungsstrecke, die heiße Verbrennungsgase
zur Ausdehnung auf die verschiedenen Stufen aufnimmt und dadurch
Arbeit auf die Turbinenschaufeln und den Rotor überträgt.
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Die
in 3b dargestellte Turbine Tb weist gleiche
Teile auf, die auf gleichartige Weise angeordnet und durch gleiche
Referenznummern gekennzeichnet sind, auf die der Buchstabe "b" folgt. Wie bereits erörtert, ist
die in 3a dargestellte Turbine Ta für
eine bestimmte Ausgangsleistung bei einer bestimmten Drehzahl und
Stromnetzfrequenz, z.B. 3600 UPM für 60 Hz-Anwendungen, konzipiert,
während
die in 3b dargestellte Turbine für eine bestimmte
Ausgangsleistung bei einer anderen Drehzahl und Stromnetzfrequenz,
z.B. 3000 UPM für
50 Hz-Anwendungen, konzipiert ist. Gemäß der vorliegenden Erfindung
weisen die Turbinen einen hohen Grad an Hardwareübereinstimmung auf, wobei die gemeinsamen
Hardwareteile austauschbar in jeder der zwei Turbinen verwendet
werden können,
die unterschiedliche Ausgangsleistungen bei unterschiedlichen Frequenzen
aufweisen. Wie bereits zuvor erwähnt
wurde, ist die Querschnittsfläche
des Rings, der die Strömungsstrecke
der ersten, zweiten und dritten Stufe bildet, in den zwei Turbinen
identisch. Um jedoch unterschiedliche Ausgangsleistungen bei einer übereinstimmenden
Strömungsstrecke
zu erzielen, ist es erforderlich, den Massenstrom durch die Turbine
bei den unterschiedlichen Drehzahlen der zwei Turbinen anzupassen.
Der Innenradius der Strömungsstrecke
wird so festgelegt, dass er in den zwei Turbinen übereinstimmt.
Der Ring der letzten Stufe kann gleichermaßen für eine bestimmte Brenntemperatur,
ein bestimmtes Turbinendruckverhältnis und
eine bestimmte Menge zugeführter
Kühlluft
definiert werden und bestimmt dadurch den Radius der Schaufelblattspitzen
der letzten Stufe. Auf Grund der hohen Fliehkraftbeanspruchung in
der letzten Stufe und der Notwendigkeit, eine geeignete Legierung
für die
Turbinenschaufeln der letzten Stufe auszuwählen, ist jedoch die Schaufellänge der
für die
höhere Frequenz
vorgesehenen Turbine, d.h. der 60 Hz-Turbine, begrenzt. Zur Erzeugung des
für eine
50 Hz-Turbine notwendigen, größeren Massenstroms bei
gleichzeitiger Beibehaltung einer akzeptablen Austrittsmachzahl
und mit einem konstanten Strömungsquerschnitt
durch mindestens die erste, zweite und dritte Stufe wird daher die
Höhe des
Austrittsrings der letzten Stufe vergrößert, um einen größeren Austrittsbereich
zu schaffen. Der Innenradius des Zwischenbodens und der Turbinenschaufeln
der letzten Stufe bleibt jedoch gleich, und infolgedessen werden
die Radien der Trennwände
und Turbinenschaufeln der letzten Stufe am Außenradius der Strömungsstrecke
vergrößert, damit
im Vergleich zur 60 Hz-Turbine
die an die 50 Hz-Turbine gestellten Anforderungen eines größeren Massenstroms
und einer niedrigeren Drehzahl erfüllt werden. Um das Turbinendruckverhältnis bei
gleichzeitiger Ermöglichung eines
größeren Massenstroms
aufrechtzuerhalten, werden darüber
hinaus die Leit- und Turbinenschaufeln der ersten Stufe neu gestaffelt,
um deren Verengungsbereiche bei Beibehaltung eines konstanten Ringbereichs
zu vergrößern. Infolgedessen
wird die Ausrichtung der Turbinenschaufeln und Trennwände in der
ersten Stufe der 60 Hz-Turbine geändert, wenn eine 50 Hz-Turbine
gefertigt wird. Die Profile der Schaufelblätter der ersten Stufe werden
ebenfalls geändert,
um die Vergrößerung des
Massenstroms zu ermöglichen.
Es wurde jedoch festgestellt, dass die Drehzahl- und Massenstromänderungen
zwischen der 60 Hz- und der 50 Hz-Turbine ohne wesentliche Leistungsverluste
durch ein spezielles (und übereinstimmendes)
Schaufelblattdesign in den zweiten und dritten Stufen realisiert
werden können.
Die zweiten und dritten Stufen, einschließlich der Trennwände, Turbinenschaufeln,
Räder und
Deckbänder,
werden daher identisch dimensioniert und bemaßt, damit die gegenseitige
Austauschbarkeit der zweiten und dritten Stufen in jeder der zwei
Turbinen mit unterschiedlichen Ausgangsleistungen und Frequenzanwendungen
gewährleistet
ist. Das heißt,
dass die dazwischen liegenden Stufen der Turbinenkonstruktion für den Einbau
in jeder der zwei Maschinen mit unterschiedlicher Ausgangsleistung
bei unterschiedlichen Frequenzen modularisiert werden können. Wie
durch die gemeinsamen getüpfelten
Bereiche in den 3a und 3b dargestellt,
sind die Trennwände
und Turbinenschaufeln der zweiten und dritten Stufen der zwei Maschinen
identisch. Ferner stellen die Rotorräder für alle Turbinenschaufeln, z.B.
die Turbinenschaufeln der ersten, zweiten, dritten und vierten Stufe,
die Distanzscheiben zwischen den Stufen, die Laufradscheibe, die
hintere und vordere Welle sowie die Dichtscheiben Hardware dar,
die zwischen der 60 Hz- und der 50 Hz-Maschine übereinstimmt. Es gilt auch
zu beachten, dass die Deckbänder
für die
Turbinenschaufeln der ersten, zweiten und dritten Stufe sowie die
Innen- und Außenschale
der 60 Hz- und der 50 Hz-Turbine übereinstimmen. Wichtig ist,
dass die Rotoren Ra und Rb ebenfalls übereinstimmen.
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Wie
beim Vergleich der 3a und 3b durch
die unterschiedlichen Schattierungen dargestellt, tritt die Spezifik
der 50 Hz- und 60 Hz-Turbinen primär in der ersten und letzten
Stufe zutage. Vor allem in der ersten Stufe wird der Verengungsbereich zwischen
den Trennwänden
der 50 Hz-Turbine so geöffnet,
dass im Vergleich zur 60 Hz-Turbine ein größerer Massenstrom ermöglicht wird.
Im Hinblick auf die letzte oder vierte Stufe wird der Radius der Turbinenschaufeln
und Trennwände
an deren Blattspitzenenden vergrößert, um
den größeren Massenstrom
bei der 50 Hz-Maschine zu ermöglichen.
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In 4 wird
der Unterschied bezüglich
der Strömungsstrecke
durch die zwei Turbinen mit unterschiedlichen Ausgangsleistungen
für 60
Hz- und 50 Hz-Anwendungen veranschaulicht. Die erste, zweite, dritte
und vierte Stufe ST1, ST2, ST3 und ST4 sind jeweils mit Leitschaufeln
und Turbinenschau feln dargestellt, die durch die Buchstaben N bzw.
B und einer die Turbinenstufe anzeigenden Nummer gekennzeichnet
sind. Es ist nachvollziehbar, dass die Querschnittsfläche des
Rings sowohl bei der 50 Hz- als auch bei der 60 Hz-Turbine in der
ersten, zweiten und dritten Stufe identisch ist, und dass die Strömungsstrecke
durch die zweiten und dritten Stufen identisch ist. Im Hinblick
auf die vierte Stufe weist die 60 Hz-Maschine mit dem geringeren Massenstrom
und der höheren
Drehzahl eine Ringaußenwand 80 auf, während die
50 Hz-Maschine mit dem größeren Massenstrom
und der niedrigeren Drehzahl eine Außenwand 82 aufweist.
Für die
50 Hz-Maschine mit dem größeren Massenstrom
und der niedrigeren Drehzahl wird die Radiusvergrößerung an
den Blattspitzen der Leitschaufeln N4 und Turbinenschaufeln B4 der
vierten Stufe folglich durch die durchgezogene Linie 82 angezeigt.