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Gasturbinentriebwerk mit Kammerrotor-Druckaustauscher Die Erfindung
hat ein Gasturbinentriebwerk für kleine bis mittlere Leistungen mit vorwiegend thermischer
Verdichtung zum Gegenstand.
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Bekannt sind Turbinentriebwerke, bei denen das arbeitende Gas in durch
Steuerorgane abgeschlossenen Räumen durch pulsierende Verbrennung von Kraftstoff
thermisch verdichtet wird. Diese Triebwerke haben sich trotz ihrer hohen theoretischen
Wirkungsgrade nicht über den Zustand wissenschaftlicher Einzelausführungen hinaus
entwickeln lassen, da sie große Verlustquellen bei der Steuerung und Durchspülung
dieser Verbrennungsräume aufweisen. Die angedeuteten Schwierigkeiten setzten vor
allem der erreichbaren Drehzahl frühe Grenzen.
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Bekannt sind ferner Gasturbinentriebwerke, bei denen das arbeitende
Gas in Turboverdichtern oder Kompressoren verdichtet wird, dann über eine Brennkammer
oder einen Wärmeaustauscher Wärme zugeführt wird, die bei der anschließenden Expansion
in der Turbine ausgenutzt wird. Solche Triebwerke sind nur für große Leistungen
geeignet, da einerseits für kleine Leistungen bei günstigen Zuheizungen die Arbeitsgasmenge
und damit der Strömungsquerschnitt abnimmt, andererseits aber die Umfangsgeschwindigkeit
sowohl des Turboverdichters als auch der Gasturbine zur Einhaltung guter Teilwirkungsgrade
dieser Maschine hoch bleiben muß. Diese gegensätzlichen Forderungen führen nämlich
für mittlere Leistungen, etwa einige ioo PS, zu derart hohen Drehzahlen (n = 4oooo
bis 70ooo), daß z. B. lagerungsmäßig große Schwierigkeiten eintreten und hinsichtlich
der Auswuchtung große Anforderungen gestellt
werden müssen. Verringerte
Drehzahlen gehen stark auf Kosten der Teilwirkungsgrade und damit auf ein verstärktes
Absinken des Gesamtwirkungsgrades.
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Durch die Erfindung sollen die Verluste der thermischen Verdichtung,
die sich in der Kammer und den Steuerorganen aus der pulsierenden Strömung ergeben,
vermieden werden. Weiter soll die bei den Gleichdruckturbinentriebwerken vorhandene
starke Abhängigkeit der Leistung (dritte Potenz) und des Wirkungsgrades von der
Drehzahl beseitigt werden, so daß für kleine und mittlere Leistungen lagermäßig
erträgliche Drehzahlen ermöglicht werden.
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Zur Lösung dieser Aufgabe besteht das erfindungsgemäße Aggregat aus
folgenden Hauptteilen: a) einem Spülgebläse, vorzugsweise diagonaler Bauart, b)
einem Rotor mit radial angeordneten, überwiegend axial verlaufenden Schaufeln, die
Kammern bilden, c) einer am Rotorgehäuse radial angeschlossenen Brennkammer (Wärmeaustauscher),
die mit den Rotorkammern parallel geschaltet ist, d) einer Arbeitsturbine.
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Durch die axiale Hintereinanderanordnung des Spülgebläses, des Kammerrotors
und des Turbinenläufers, wobei zweckmäßig das Spülgebläse mit dem Rotor gekuppelt
ist, wird nach der Erfindung ein Gasturbinentriebwerk für kleine und mittlere Leistung
geschaffen. Der Turbinenläufer kann die gleiche oder entgegengesetzte Drehrichtung
wie der Rotor erhalten.
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Das angenähert zylindrische Gehäuse des Triebwerkes besitzt an den
Stirnseiten des Rotors abdichtende Zwischenböden, die die axialen Steueröffnungen
einerseits vom Spülgebläse zum Rotor und andererseits vom Rotor zur Gasturbine und
dem Auspuff aufweisen. An dem Rotorgehäusemantel ist die Brennkammer oder der Wärmeaustauscher
angeschlossen. Das Rotorgehäuse ist mit der Brennkammer über radiale Steueröffnungen
verbunden, wovon eine zur Zuführung der Arbeitsgase von der Brennkammer zu den Rotorkammern
und die andere zur Abführung der Frischgase von den Rotorkammern zur Brennkammer
ausgebildet ist. Die Verbindungen von den Brennkammerräumen zu den radialen Steueröffnungen
des Rotors enthalten Leitvorrichtungen, die einerseits ein tangentiales Einströmen
in den Rotor längs Stromfäden verschiedenen Druckverlaufes ermöglichen und andererseits
die tangential mit hohen Geschwindigkeiten aus dem Kammerrotor austretenden Frischgase
verlustarm in die Brennkammer überleiten. Die Rotorkammern werden durch die radial
angeordneten, vorwiegend axial verlaufenden Schaufeln des Rotors gebildet.
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Zwischen dem Spülgebläse und dem Kammerrotor ist erfindungsgemäß eine
spiralförmige Leitvorrichtung angeordnet, die die Spülluft am Anfang und Ende des
Spülvorganges mit annähernd gleicher Umfangskomponente in die Rotorkammern leitet.
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Zwischen dem Rotor und der Turbine ist eine dem in Umfangsrichtung
veränderlichen Druckgefälle angepaßte Leitvorrichtung angeordnet.
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Die Steueröffnungen in den Zwischenböden und dem Rotorgehäusemantel
sind derart angeordnet, daß die umlaufenden Kammern des Rotors zuerst die axiale
Spülgebläse- und Auspufföffnung, dann die radiale Zuführung von der Brennkammer
und die radiale Abführung in die Brennkammer mit teilweiser Überdeckung und schließlich
den Durchlaß axial zum Turbinenläufer und den Auspuff erreichen.
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Die Verdichtung der Frischgase in den Rotorkammern erfolgt unmittelbar
durch Heißgase, die aus der Brennkammer in die Rotorkammern einströmen, dadurch
erfolgt der Druckanstieg im System nur durch die Aufheizung der Arbeitsgase in der
Brennkammer, und zwar bis zum Gleichgewichtsdruckverhältnis
In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel des Erfindungsgegenstandes schematisch
dargestellt, es zeigt Abb. i einen Längsschnitt durch das Triebwerk, Abb. 2 einen
Schnitt nach Linie 11-II der Abb. i, Abb. 3 einen Schnitt nach Linie 111-III der
Abb. i und Abb. 4 einen Schnitt nach Linie IV-IV der Abb. i. In dem annähernd zylindrischen
Gehäuse i ist das Spülgebläse 2 und der mit diesem gekuppelte Rotor 3 sowie die
Turbine 7 angeordnet. Die Lagerung von Gebläse 2 und Rotor 3 erfolgt bei 4 und 5.
Der Turbinenläufer 7 ist hinter der Leitvorrichtung 6, zweckmäßig unabhängig vom
Rotor 3, in den Lagern 8 und 9 geführt. An beiden Stirnseiten des Rotors 3 sind
Zwischenböden io, ii angeordnet, die bis auf die Steueröffnungen 12, 13, 22 den
Rotor abdichten. Die Öffnung 12 dient zur Zufuhr der Frischluft vom Gebläse 2 in
die Rotorkammern 14, die durch die radial angeordneten, vorwiegend axial verlaufenden
Schaufeln 15 gebildet werden. Die Öffnung 13 gibt die Verbindung von den Rotorkammern
14 über die Leitvorrichtung 6 zur Gasturbine 7 frei, während die Öffnung 22 von
den Kammern 14 zum Auspuff 22a führt.
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Am Gehäuse i ist die Brennkammer 16 oder ein Wärmeaustauscher angeschlossen.
Die Brennkammer 16 ist über Steueröffnungen 17, 18 im Rotorgehäuse i mit den Rotorkammern
14 verbunden. Die Öffnung 17 ist mit einer Leitvorrichtung 19 zur Zuführung von
Arbeitsgas von der Brennkammer 16 zu den Rotorkammern versehen, während die Öffnung
18 mit einer Leitvorrichtung 20 zur Zuführung der Arbeitsgase von den Rotorkammern
14 zu der Brennkammer 16 ausgerüstet ist. Wie schon die Schnittführung 111-11I der
Abb. i zeigt, liegt die Steueröffnung 17 zur Zuführung der Heißgase aus der Brennkammer
16 in den Rotor 3, am Gehäusemantel in Drehrichtung gesehen, hinter der Abführung
18 für die Frischgase aus dem Rotor in die Brennkammer (Abb.3), so daß das Ende
der Öffnung 17 mit dem Ende der Steueröffnung 18 übereinstimmt.
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Die erfindungsgemäße Anordnung ermöglicht folgenden Kreisprozeß: Die
Frischluft gelangt bei 21 in das Spülgebläse 2 und wird durch die Steueröffnung
12 in die, in der Abb. 2 gezeigten offenen Kammern 14 geblasen, die mit Frischluft
ohne nennenswerte Druckerhöhung aufgefüllt werden, wobei die entspannten
Arbeitsgase
durch die einströmende Frischluft bei 22 ausgespült werden.
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Die Rotorkammern 14 gelangen bei weiterer Drehung zii der Steueröffnung
17, durch die, wenn der Kreisprozeß den endgültigen Gleichgewichtszustand erreicht
hat, die Heißgase tangential in die Rotorkammern eintreten, wobei sie, je nach dem
Gleichgewichtsdruck in der Brennkammer 16, die Frischgase in den Rotorkammern verdichten.
Diese Verdichtung ist bei Erreichen der Steueröffnung 18 abgeschlossen, dann tritt
die Frischluft in die Brennkainmer zfi, wird durch die Brenndüse 23 aufgeheizt und
drückt nun durch die Öffnung 17 als Heißgas in die folgenden Kammern 14 und verdichtet
die in diesen befindliche Frischluft, die dann bei weiterer Drehung der Kammern
bei 18 wieder in die Brennkammer i(> überschoben wird.
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Nach passieren der Steueröffnung 18 enthält die Rotorkarniner iiberw-iegend
Heißgas von der Temperatur T_ und dem Druck p2. Diese Heißgase expandieren anschließend
durch die axiale Steueröffnung 13 über (las Leitgitter 6 zum Turbinenläufer 7, an
den sie ihre Energie abgeben.
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Durch die Aufteilung des kontinuierlichen Stroms der Arbeitsgase auf
einzelne Rotorkammern, die an radialen und axialen Steueröffnungen verbeilaufen,
entspricht dem räumlichen Nebeneinander der Rotorkaminern ein zeitliches Hintereinander
der Gasteile, so claß trotz kontinuierlicher stationärer Strömung im Spülgebläse
2 (Niederdruck), Brennkammer 16 (Hochdruck), Leitgitter 6, Turbine 7 und Auspuff
22a in der einzelnen Rotorkainmer 14 Spülung und Füllung mit Frischgas, Verdichtung
und L'berschieben der Frischgase in die Brennkammer durch die die Rotorkammern auffüllenden
Heißgase und die Expansion dieser Heißgase aus der Rotorkammer aufeinanderfolgen
können.
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Bringt man Rotor 3 und Spülgebläse 2 auf Drehzahl, ohne in der Brennkammer
16 oder im Wärmeaustauscher (-lie Luft zu beheizen, so tritt nur ein geringer Teil
der durchströmenden Luft infolge der Zentrifugalkraft im Nebenstrom durch die Steueröffnung
18 über die Sterieri)ffnung 17 wieder in die Rotorkammer 14. Der Cherdruck in der
Brennkammer 16 ist annähernd o, und eine Expansion im Leitgitter 6 kann nicht stattfinden,
die Luft tritt erst während des Spültaktes aus dem Auspuff 2211 aus.
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Setzt nun die Beheizung 23 ein, so steigt die Temperatur der Brennkammerluft
und damit der Druck in der 13rencikammer und den Rotorkammern, die nur gegen die
Brennkammern offen sind (abgeschlossenes System p - -,- = R
- T), so daß in die neu hinzukommenden Rotorkammern zunächst mehr Heißgas
durch 17 einstriimen kann, also auch mehr Frischgasgewicht durch 18 in die Brennkammer
16 überschoben wird. Hierdurch steigt der Anteil des Kreislaufes durch die Brennkammer
schnell an und erreicht bald den Wert i (alle Luft strömt durch die Brennkammer),
deren Druck gegen den theoretischen Grenzwert
ansteigt, damit wird der gewichtsmäßige Anteil der durch Leitgitter 0 und
Turbine 7 strömenden Heißgase immer größer, bis sie annähernd den prozentualen Wert
erreichen.
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Wenn z. B. beträgt Brennkammertemperatur t2 = goo° C; T2 = 1i73° K
Außentemperatur to = 15° C; T" = 288° K ist der Brennkammerdruck p2 = ata. Turbinenanteil
6o bis 65 > der
Gesamtgasmenge. Auspuffanteil 4o bis 35 0 Die auch bei diesem Kreislauf eintretenden
Verluste durch Spaltumströmung können durch konstruktive :Maßnahmen klein gehalten
werden. Die Erwärmung der Spülluft in den Rotorkammern vor Beginn der Verdichtung
bewirkt zwar eine merkliche Absenkung der pro Kammervolumeinheit erzielbaren Leistung
durch Füllgewichtabsenkung, doch ist die Wirkungsgradabsenkung viel schwächer. Bei
Temperaturverhältnissen größer als der Wert 2 treten beim Einströmen der Heißgase
in die Rotorkammern kurzzeitig überkritische Zustände auf, doch ist der Gewichtsanteil
bei den in Frage kommenden Temperaturen-bzw. Druckverhältnissen klein und der Wirkungsgrad
von Verdichtungsstößen sehr gut, so daß der Verdichtungswirkungsgrad besser als
bei Strömungs- oder Verdrängerverdichtern ist.
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Der Vorteil der erfindungsgemäßen Anlage besteht in seinem von der
Drehzahl fast unabhängigen Verdichtungsverhältnis und Wirkungsgrad, so daß schon
bei Drehzahlen von i5ooo bis 20000 Umdr./min Leistungen von ioo bis 200 PS mit ausreichendem
Wirkungsgrad erzielt werden können. Hinzu kommt, daß durch die getrennte Bauweise,
Arbeitsturbine 7 einerseits und Rotor 3 und Spülgebläse 2 andererseits, sie in ihrer
Drehzahl voneinander unabhängig sind, so daß bei hoher Last die Arbeitsturbinendrehzahl
absinken kann, ohne daß der Rotor 3 in seiner Drehzahl, die die erzielbare Leistung
bestimmt, absinkt. Bei sehr niedrigen Lasten aber paßt sich der Rotor mit einer
Drehzahlabsenkung an die erforderliche Last an, und die Arbeitsturbine kann die
Drehzahl besten Wirkungsgrades beibehalten.
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Nach Ablauf des Kreislaufes gelangen die Kammern 14 wieder zur Öffnung
12 und werden erneut mit Frischluft ausgespült und gefüllt.