EP0193029A1 - Brennkammer für Gasturbinen - Google Patents

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EP0193029A1
EP0193029A1 EP86101787A EP86101787A EP0193029A1 EP 0193029 A1 EP0193029 A1 EP 0193029A1 EP 86101787 A EP86101787 A EP 86101787A EP 86101787 A EP86101787 A EP 86101787A EP 0193029 A1 EP0193029 A1 EP 0193029A1
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EP
European Patent Office
Prior art keywords
combustion chamber
chamber
burner
swirl
chamber according
Prior art date
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Granted
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EP86101787A
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English (en)
French (fr)
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EP0193029B1 (de
Inventor
Jaan Dr. Hellat
Jakob Dr. Keller
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
BBC Brown Boveri AG Switzerland
Original Assignee
BBC Brown Boveri AG Switzerland
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Filing date
Publication date
Application filed by BBC Brown Boveri AG Switzerland filed Critical BBC Brown Boveri AG Switzerland
Publication of EP0193029A1 publication Critical patent/EP0193029A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0193029B1 publication Critical patent/EP0193029B1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F23—COMBUSTION APPARATUS; COMBUSTION PROCESSES
    • F23R—GENERATING COMBUSTION PRODUCTS OF HIGH PRESSURE OR HIGH VELOCITY, e.g. GAS-TURBINE COMBUSTION CHAMBERS
    • F23R3/00—Continuous combustion chambers using liquid or gaseous fuel
    • F23R3/42—Continuous combustion chambers using liquid or gaseous fuel characterised by the arrangement or form of the flame tubes or combustion chambers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F23—COMBUSTION APPARATUS; COMBUSTION PROCESSES
    • F23R—GENERATING COMBUSTION PRODUCTS OF HIGH PRESSURE OR HIGH VELOCITY, e.g. GAS-TURBINE COMBUSTION CHAMBERS
    • F23R3/00—Continuous combustion chambers using liquid or gaseous fuel
    • F23R3/02—Continuous combustion chambers using liquid or gaseous fuel characterised by the air-flow or gas-flow configuration
    • F23R3/04—Air inlet arrangements
    • F23R3/10—Air inlet arrangements for primary air
    • F23R3/12—Air inlet arrangements for primary air inducing a vortex
    • F23R3/14—Air inlet arrangements for primary air inducing a vortex by using swirl vanes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F23—COMBUSTION APPARATUS; COMBUSTION PROCESSES
    • F23R—GENERATING COMBUSTION PRODUCTS OF HIGH PRESSURE OR HIGH VELOCITY, e.g. GAS-TURBINE COMBUSTION CHAMBERS
    • F23R3/00—Continuous combustion chambers using liquid or gaseous fuel
    • F23R3/28—Continuous combustion chambers using liquid or gaseous fuel characterised by the fuel supply
    • F23R3/34—Feeding into different combustion zones

Definitions

  • the present invention relates to a combustion chamber for gas turbines according to the preamble of claim 1. It also relates to a method for operating such a combustion chamber.
  • combustion chambers with a number of burner elements distributed over the circumference of an essentially circular-cylindrical combustion chamber are known under the name "annular combustion chambers”.
  • ring combustion chambers Compared to single combustion chambers, ring combustion chambers have the advantage of enabling a more compact overall construction of the gas turbine.
  • the smaller dimensions generally result in cost advantages in production.
  • the smaller surface area of an annular combustion chamber also means that the cooling problems can be better mastered.
  • the main disadvantages of this conventional design result from the necessity of distributing the power to individual burner elements, especially when atomizing oil and oil are problematic.
  • a disadvantage then is the difficulty emanating from the burners in achieving a temperature distribution that is as uniform as possible within a short barrel length.
  • annular combustion chamber which is provided with a number of centrically symmetrical swirl bodies at its air inflow-side and front-side end. These are arranged in pairs and it can be seen there that the swirl bodies are able to produce swirl flows with the opposite direction of rotation.
  • This publication also shows the interaction of the burner elements with the swirl bodies, it being possible for the burner element and swirl body to be integrated in a premixing tube. In the meantime, the swirl bodies are arranged in such a way that the individual swirl jets or swirl flows are only able to influence one another weakly.
  • the technology proposed here means that the desired vortex-free flow with a uniform total pressure cannot occur within the length of the combustion chamber: A uniform temperature distribution at the turbine inlet is therefore not guaranteed.
  • This disadvantage could be counteracted by an appropriate extension of the combustion chamber length. With this measure, however, other disadvantages would have to be accepted. So the constructional disadvantages caused by the extension of the combustion chamber length.
  • the impossibility of complying with the NO x emission tolerated by law weighs more heavily here. The reason for this is that low NO emission values - apart from the influence of an excessively high temperature - can only be maintained if the time the gas particles stay in hot oxygen-free zones is as short as possible, namely not more than a few milliseconds.
  • the temperature in the reaction area must not fall below a certain limit. This requirement places a limit on small sizes.
  • the grading also requires a powerful mixing mechanism to avoid the problems mentioned above.
  • the supply of twisted free jets in a combustion chamber - as is the case with afterburning from the above Swiss patent - does not yet provide a sufficient mixture in a short way.
  • the invention seeks to remedy this.
  • the invention as characterized in the claims, is based on the object of minimizing the CO and NO x emissions in a combustion chamber of the type mentioned.
  • the combustion chamber should be characterized by a compact design with low pressure loss.
  • the objectives of the invention are achieved solely in that strongly swirled flows with opposite directions of rotation are brought into collision in a mirror-symmetrical arrangement in a small space, in such a way that the two swirl flows neutralize each other with regard to their swirl and that there is only one after the collision chamber short mixing chamber - with a length that corresponds approximately to the hydraulic diameter or the clear width of the mixing chamber - so that the desired homogeneous temperature distribution in the gas flow can occur before turbine entry.
  • Another advantage of the invention is that the permissible air ratio range of the individual burners can be maintained by the staged mode of operation of the individual pairs of burners. This regulation can further be supported by different mass flow effects on the individual mirror elements arranged in mirror symmetry. If this latter option becomes independent, the entire operating range of the combustion chamber can be covered by a few switching stages.
  • Fig. 1 shows a combustion chamber for gas turbines, which is housed in the GT ring housing 1. If the entire combustion chamber is embedded in a GT ring housing 1, it is connected to the compressor outlet 16 and turbine inlet 17. In this case, the GT ring housing wall bears the difference between the compressor end pressure and ambient pressure.
  • the geometric shape of the combustion chamber is, as the axial section 18 symbolizes, circular-cylindrical and consists of two reaction chambers 8, which are arranged symmetrically at the ends, symmetrically with respect to the central axis of the collision chamber 12, and the collision chamber 12 placed between them.
  • the reaction chambers 8 themselves are at their two ends a number of burner elements A, B arranged axially parallel, depending on the performance of the combustion chamber.
  • the two burner elements A, B which are each mirror-symmetrical to one another with respect to the central axis of the collision chamber 12, have the same structure except for the swirl body.
  • the swirl body 6 in the burner element A is oriented in the opposite direction to the direction of the symmetrically arranged swirl body 11 in the burner element B, as the indication of the swirl flows 13 and 14 is intended to symbolize. ;
  • the burner element A or B thus consists of a premixing tube 4, a fuel nozzle 5 - here a dual nozzle - and the swirl bodies 6 or 11 just mentioned.
  • Such a dual nozzle 5 has been described in detail in EP-A-0095788.
  • the dual nozzle 5 consists of a number of concentrically arranged ring cylinders: the compressor air 16 is enriched in the premixing tube 4 with gas from the dual nozzle 5 for the premix 3.
  • the pilot nozzle 7 is also operated with gas. Then follows on the inside the secondary air nozzle 9, which surrounds the central oil line opening into an atomizer nozzle.
  • the collision chamber 12 From the collision chamber 12 there is a radially inwardly directed annular mixing chamber 15, which then merges into the turbine inlet 17. Compared to the mixing chamber 15, the collision chamber 12 has a bulge 10 which prevents one-sided flow separations from taking place in the region of the entry into the collision chamber 12.
  • the figure shows that strongly swirled flows with opposite directions of rotation 13, 14 are brought into collision in a mirror-symmetrical arrangement of the burner elements A, B in a small space.
  • the swirl of the two swirl flows 13, 14 completely cancel each other out after a length which corresponds approximately to the inside width b of the mixing chamber 15.
  • the flows are completely mixed according to this length, which makes a homogeneous temperature distribution at the turbine inlet 17 possible.
  • the swirl body 6 shown in the burner element A is not only opposite the mirror symmetrically arranged swirl body 11 in the burner element B oriented opposite to the direction of rotation, but can also with respect to the two swirl bodies adjacent on the end face. The same also applies to the neighboring parts of the swirl body 11 on the other end of the annular cylindrical combustion chamber.
  • Fig. 2 shows largely the same combustion chamber as it was already explained in Fig. 1.
  • a sufficiently rapid burnout in the reaction chambers 8, the length 1 of which should not be more than 1 to 2 times the inside width a, is achieved by several measures downstream of the swirl bodies 6, 11.
  • a suitably strong swirl which can be achieved by an outflow angle of the swirl bodies 6, 11 of approximately 45 ° - paired with a nozzle-like narrowing of the premixing tube 4 after the swirl bodies 6, 11 - results in a stable backflow zone (vortex breakdown) in the Reaction chamber 8 is generated, which begins only slightly offset from the burner level 21 and which initiates the main reaction of the premixed air / fuel mixture.
  • An initial ignition which appropriately stabilizes the entire ignition process and expands the limits of back ignition and lift off, starts from the pilot nozzle 7, which in the case of a premix burner consumes approximately 10 51 of the fuel and acts as a diffusion burner.
  • the ratio of the dual nozzle diameter d to the premixing tube nozzle end D should preferably be in the interval 1/2 ⁇ d / D ⁇ 1/3.
  • the ratio of the cross-sectional area of the reaction chamber 8 to the free flow cross-sectional area - between the dual nozzle 5 and the premixing tube nozzle end D - of the burner elements A, B opening there should preferably be at least 3, but not more than 8.
  • the ratio of the cross-sectional area of the mixing chamber to the sum of the cross-sectional areas of the reaction chambers 8 should be at least 1, but not more than 3 be.
  • the length L of the mixing chamber 15 should be 1 to 2 times the inside width b.
  • the wall part at the transition from a reaction chamber 8 to the mixing chamber 15 should preferably have a radius of curvature R which is approximately 1/3 of the inside width a of the reaction chamber 8.
  • a wall deflection with the same radius of curvature R is provided on the opposite side of the mixing chamber 15, which leads to a bulge 10 of the collision chamber 12 on the outer circumference.
  • This geometric fixation of the combustion chamber has the purpose of supporting the effects of the collision of the two swirl flows 13, 14.
  • the combustion chamber is preferably operated in a stepped manner.
  • the staging sequence when using premix burners is selected as follows:
  • the mixing mechanism which is triggered by the frontal collision of the swirl flows 13, 14, is so strong that hot and cold flows (eg stage 2) can be mixed without any problems.
  • the aim is for the total amount of air supplied by the compressor 16 through the burner elements A; B to lead. Excess air that is not used for targeted film cooling of the combustion chamber walls can they are introduced into the collision chamber 12 through nozzles 20. In this way, the excess air is mixed in optimally.
  • the mixing chamber 15 is open down here in the axis of the mixing chamber 15.
  • FIG. 3 is a three-dimensional, simplified illustration of the combustion chamber according to FIG. 1.
  • the separation-free annular cylindrical combustion chamber consisting of reaction chambers 8 and collision chamber 12 merges into a likewise separation-free annular mixing chamber 15.
  • the separation-free design shown here by a number of modular combustion chamber units. These units would then be arranged between the compressor and the turbine at regular intervals around the GT axis, the collision principle resulting from the arrangement of the burner elements A, B and the operating mode of the swirl bodies 6, 11 having to be maintained for each module.
  • the circular ring cylindrical combustion chamber passes over into a cylindrical, wherein the Queritessver conception- listed above are n isse maintain.
  • the individual mixing chambers 15 would of course then have to open into an annular collecting chamber before the turbine inlet 17.
  • Fig. 4 shows how the individual burner elements A, B are placed on the end face of the annular reaction chambers and regularly distributed over the circumference. So that the individual opposing pairs of burner elements A, B, which indeed produce swirl currents opposite to one another in the direction of rotation, do not substantially interfere with one another in certain combustion chamber sizes, the swirl bodies 6, 11 in the individual burner elements A, B can have an alternating direction of rotation in the circumferential direction.

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Abstract

Die Brennkammer ist durch einen kreisringzylindrischen Brennraum charakterisiert, der aus zwei endseitig angeordneten Reaktionskammern (8) und einer dazwischen plazierten Kollisionskammer (12) besteht. Die Reaktionskammern (8) sind an ihren, stirnseitigen Enden mit einer von der Leistung der Brennkammer abhängigen Anzahl axialparallel angeordneter Brennerelemente (A, B) bestuckt, die bezuglich der Zentralachse der Kollisionskammer (12) jeweils spiegelsymmetrisch zueinander stehen. Von der Kollisionskammer (12) geht eine kreisringförmige Mischkammer (15) zum Turbineneintritt (17) ab. Jedes Brennerelement (A, B) ist mit einem Drallkörper (6, 11) versehen, der jeweils gegenüber dem spiegelsymmetrisch angeordneten Drallkörper drehsinnentgegengesetzt orientiert ist.

Description

  • Die vorliegende Erfindung betrifft eine Brennkammer für Gasturbinen nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1. Sie betrifft auch ein Verfahren zum Betreiben einer solchen Brennkammer.
  • Brennkammern mit einer Anzahl von über den Umfang eines im wesentlichen kreisringzylindrischen Brennraumes verteilten Brennerelementen sind unter der Bezeichnung "Ringbrennkammern" bekannt.
  • Gegenüber Einzelbrennkammern haben Ringbrennkammern den Vorteil, eine kompaktere Gesamtbauweise der Gasturbine zu ermöglichen. Durch die kleineren Abmessungen ergeben sich allgemein Kostenvorteile in der Herstellung. Die kleinere Oberfläche einer Ringbrennkammer führt auch dazu, dass die Kühlungsprobleme besser zu beherrschen sind. Die wesentlichen Nachteile dieser konventionellen Bauart ergeben sich durch die Notwendigkeit der Aufteilung der Leistung auf einzelne Brennerelemente, insbesondere wenn Oelzerstäubung und Oelzufuhr problematisch sind. Nachteilig dann auch die von den Brennern ausgehende Schwierigkeit, innerhalb einer kurzen Lauflänge eine möglichst gleichmässige Temperaturverteilung zu erzielen.
  • Aus CH-585 373 ist eine Ringbrennkammer bekannt, welche an ihrem luftzuströmungsseitigen und stirnseitigen Ende mit einer Anzahl zentralsymmetrisch angeordneter Drallkörper versehen ist. Diese sind jeweils paarweise disponiert und es ist dort ersichtlich, dass die Drallkörper Drallströmungen mit entgegengesetztem Drehsinn zu erzeugen vermögen. Aus dieser Druckschrift geht des weiteren das Zusammenwirken der Brennerelemente mit den Drallkörpern hervor, wobei Brennerelement und Drallkörper in ein Vormischrohr integriert sein können. Indessen sind die Drallkörper so angeordnet, dass die einzelnen Drallstrahlen bzw. Drallströmungen sich gegenseitig nur schwach zu beeinflussen vermögen.
  • Durch die hier vorgeschlagene Technik ist abzusehen, dass innerhalb der Brennkammerlänge die angestrebte wirbelfreie Strömung mit gleichförmigem Gesamtdruck nicht zu entstehen vermag: Eine gleichförmige Temperaturverteilung am Turbineneintritt ist somit nicht gewährleistet. Zwar könnte diesem Nachteil durch eine entsprechende Erstreckung der Brennkammerlänge entgegengewirkt werden. Durch diese Massnahme müssten indessen andere Nachteile in Kauf genommen werden. So die durch die Erstreckung der Brennkammerlänge bedingten bautechnischen Nachteile. Schwerer wiegt aber hier die Unmöglichkeit, die vom Gesetzgeber tolerierte NO x -Emission einzuhalten. Der Grund hierfür liegt darin, dass niedrige NO -Emissionswerte - abgesehen vom Einfluss einer zu hohen Temperatur - nur einzuhalten sind, wenn die Aufenthaltszeit der Gasteilchen in heissen sauerstofffreien Zonen möglichst kurz ist, nämlich nicht mehr als einige Millisekunden.
  • Andererseits, damit niedrige CO-Emissionswerte erreicht werden können, darf im Reaktionsbereich eine gewisse Grenztemperatur nicht unterschritten werden. Diese Forderung setzt eine Grenze zu kleinen Baugrössen hin.
  • Diese Anforderungen werden, ohne das Vorhandensein einer intensiven gegenseitigen Vermischung verschiedener Drallströmungen, nicht erfüllt, denn hier besteht die immanente Gefahr, dass die Gasteilchen zu lange im Bereich heisser sauerstofffreier Zonen verharren oder nachträglich wieder dorthin gewirbelt werden, was sich negativ auf die NO x -Emissionswerte auswirkt. Die andere Gefahr besteht darin, dass in gewissen Bereichen die für die CO-Emissionswerte verantwortliche Grenztemperatur unterschritten werden könnte. Ausserdem ist es bekannt, dass die Vermeidung von NOX mit Brennkammerkonzepten mit gestufter Verbrennung erzielbar ist. Diese Stufung kann bedeuten, entweder eine unterstöchiometrische Primärverbrennungszone mit anschliessender Nachverbrennung bei tiefen Temperaturen oder das stufenweise Zuschalten überstöchiometrischer betriebener Brennerelemente, z.B. Vormischbrenner mit steigender Last. In jedem Falle erfordert die Stufung auch einen kraftvollen Mischmechanismus, um die obenerwähnten Probleme zu vermeiden. So stellt z.B. die Zufuhr verdrallter Freistrahlen in einer Brennkammer - wie bei der Nachverbrennung aus obiger CH-Patentschrift der Fall ist - noch keine ausreichende Mischung auf kurzem Wege.
  • Hier will die Erfindung Abhilfe schaffen. Der Erfindung, wie sie in den Ansprüchen gekennzeichnet ist, liegt die Aufgabe zugrunde, bei einer Brennkammer der eingangs genannten Art die CO- und NOX-Emissionen zu minimieren. Die Brennkammer soll sich durch eine kompakte Bauweise bei geringem Druckverlust auszeichnen. Trotz der beschränkten Brennkammerlänge ist es Aufgabe der Erfindung, am Turbineneintritt dennoch eine gleichförmige Temperaturverteilung in der Gasströmung bereitzustellen. Die Ziele der Erfindung werden allein dadurch erreicht, dass stark verdrallte Strömungen mit entgegengesetztem Drehsinn in einer spiegelsymmetrischen Anordnung auf kleinem Raum zur Kollision gebracht werden, dergestalt, dass sich die beiden Drallströmungen hinsichtlich ihres Dralls gegenseitig neutralisieren und dass es nach der Kollisionskammer nur noch einer verhältnismässig kurzen Mischkammer - mit einer Länge, die etwa dem hydraulischen Durchmesser oder der lichten Weite der Mischkammer entspricht - bedarf, damit sich die angestrebte homogene Temperaturverteilung in der Gasströmung vor Turbineneintritt einstellen kann. Ein weiterer Vorteil der Erfindung besteht darin, dass der zulässige Luftzahlbereich der Einzelbrenner durch gestufte Fahrweise der einzelnen Brennerpaare eingehalten werden kann. Diese Regelung kann des weiteren durch unterschiedliche Massenstrom-Beaufschlagung der einzelnen spiegelsymmetrisch angeordneten Brennerelemente unterstützt werden. Bei Verselbständigung dieser letztgenannten Möglichkeit lässt sich der ganze Betriebsbereich der Brennkammer durch wenige Schaltungsstufen erfassen.
  • In der Zeichnung sind Ausführungsbeispiele der Erfindung schematisch dargestellt.
  • Es zeigt:
    • Fig. 1 einen Schnitt durch eine Brennkammer, deren Brennraum kreisringzylindrisch ist,
    • Fig. 2 eine ähnliche Brennkammer, wie unter Fig. l,
    • Fig. 3 eine dreidimensionale vereinfachte Darstellung der Brennkammer nach Fig. 1 und 2,
    • Fig. 4 eine endseitige Ansicht über die Verteilung der Brennerelemente,
    • Fig. 5 eine Brennkammer mit reduziertem Kollisionswinkel d und
    • Fig. 6 eine Brennkammer mit geneigter Mischkammer.
  • Alle für das unmittelbare Verständnis der Erfindung nicht erforderlichen Elemente sind fortgelassen. Die Strömungsrichtung des Arbeitsmediums ist mit Pfeilen bezeichnet. In den verschiedenen Figuren sind jeweils gleiche Elemente mit den gleichen Bezugszeichen versehen.
  • Fig. 1 zeigt eine Brennkammer für Gasturbinen, die im GT-Ringgehäuse 1 untergebracht ist. Ist die ganze Brennkammer in ein GT-Ringgehäuse 1 eingebettet, so ist sie mit Verdichteraustritt 16 und Turbineneintritt 17 verbunden. Die GT-Ringgehäusewand trägt in diesem Fall die Differenz zwischen Verdichterenddruck und Umgebungsdruck. Die geometrische Form des Brennraumes ist, wie der axiale Schnitt 18 versinnbildlichen will, kreisringzylindrisch und besteht aus zwei endseitig, gegenüber der Zentralachse der Kollisionskammer 12 symmetrisch angeordneten Reaktionskammern 8 und der dazwischen plazierten Kollisionskammer 12. Die Reaktionskammern 8 selbst sind an ihren beiden stirnseitigen Enden mit einer von der Leistung der Brennkammer abhängigen Anzahl axialparallel angeordneter Brennerelemente A, B bestückt. Die beiden Brennerelemente A, B, welche bezüglich der Zentralachse der Kollisionskammer 12 jeweils spiegelsymmetrisch zueinander stehen, sind bis auf den Drallkörper gleich aufgebaut. So ist der Drallkörper 6 im Brennerelement A gegenüber dem spiegelsymmetrisch angeordneten Drallkörper 11 im Brennerelement B drehsinnentgegengesetzt orientiert, wie die Andeutung der Drallströmungen 13 und 14 versinnbildlichen will. ;
  • Das Brennerelement A oder B besteht also aus einem Vormischrohr 4, einer Brennstoffdüse 5 - hier einer Dualdüse - und den soeben genannten Drallkörpern 6 oder 11. Eine Brennstoffzufuhrleitung 19, die mit einer Brennstoffringleitung 2 verbunden ist, speist die Dualdüse 5 mit Gas und/oder Del. Eine solche Dualdüse 5 ist im EP-A-0095788 eingehend beschrieben worden. Für die hiesige Beschreibung genügt es zu wissen, dass die Dualdüse 5 aus einer Anzahl konzentrisch angeordneter Ringzylinder besteht: Die Verdichterluft 16 wird im Vormischrohr 4 mit Gas aus der Dualdüse 5 für die Vormischung 3 angereichert. Ebenfalls mit Gas wird die Pilotdüse 7 betrieben. Innenseitig folgt dann die Sekundärluftdüse 9, welche die zentrale, in eine Zerstäuberdüse mündende Oelleitung umgibt.
  • Von der Kollisionskammer 12 aus geht eine radial nach innen gerichtete kreisringförmige Mischkammer 15 ab, die dann durch eine Krümmung in den Turbineneintritt 17 übergeht. Die Kollisionskammer 12 weist gegenüber der Mischkammer 15 eine Ausbuchtung 10 auf, welche verhindert, dass im Bereich des Eintritts in die Kollisionskammer 12 einseitige Strömungsablösungen stattfinden können.
  • Aus der dargestellten Figur geht hervor, dass stark verdrallte Strömungen mit entgegengesetztem Drehsinn 13, 14 in einer spiegelsymmetrischen Anordnung der Brennerelemente A, B auf kleinem Raum zur Kollision gebracht werden. Bei geeigneter Wahl der Querschnittverhältnisse heben sich die Verdrallung der beiden Drallströmungen 13, 14 nach einer Länge, die etwa der lichten Weite b der Mischkammer 15 entspricht, vollständig auf. Als Folge davon sind die Strömungen nach dieser Länge völlig vermischt, was eine homogene Temperaturverteilung am Turbineneintritt 17 möglich macht. Der dargestellte Drallkörper 6 im Brennerelement A ist nicht nur gegenüber dem spiegelsymmetrisch angeordneten Drallkörper 11 im Brennerelement B drehsinnentgegengesetzt orientiert, sondern kann ebenso gegenüber den beiden stirnseitig benachbarten Drallkörpern. Das gleiche gilt auch für die Benachbarten des Drallkörpers 11 auf dem anderen stirnseitigen Ende des kreisringzylindrischen Brennraumes.
  • Fig. 2 zeigt weitgehend die gleiche Brennkammer, wie sie bereits in Fig. 1 zur Erläuterung kam. Ein ausreichend rascher Ausbrand in den Reaktionskammern 8, deren Länge 1 nicht mehr als 1 bis 2 mal die lichte Weite a betragen sollte, wird durch mehrere Massnahmen stromabwärts der Drallkörper 6, 11 erreicht. Durch eine geeignet starke Verdrallung, die sich durch einen Abströmwinkel der Drallkörper 6, 11 von ca. 45° - gepaart mit einer düsenartigen Verengung des Vormischrohres 4 nach den Drallkörpern 6, 11 - erzielen lässt, wird eine stabile Rückströmzone (Vortex Breakdown) in der Reaktionskammer 8 erzeugt, die erst leicht abgesetzt von der Brennerebene 21 beginnt und die die Hauptreaktion des vorgemischten Luft/Brennstoff-Gemisches einleitet. Eine Initialzündung, die den gesamten Zündvorgang angemessen stabilisiert und die Grenzen der Rückzündung und des Abhebens erweitert, geht von der Pilotdüse 7 aus, die im Falle eines Vormischbrenners ca. 10 51 des Brennstoffes konsumiert und als Diffusionsbrenner wirkt. Das Verhältnis von Dualdüsendurchmesser d zu, Vormischrohr-Düsenende D sollte vorzugsweise im Intervall 1/2 < d/D < 1/3 liegen. Das Verhältnis von Querschnittfläche der Reaktionskammer 8 zu freier Strömungsquerschnittfläche - zwischen Dualdüse 5 und Vormischrohr-Düsenende D - der dort einmündenden Brennerelemente A, B sollte vorzugsweise wenigstens 3, aber nicht mehr als 8 betragen. Das Verhältnis von Mischkammer-Querschnittsfläche zur Summe der Querschnittsflächen der Reaktionskammern 8 sollte wenigstens 1, aber nicht mehr als 3 betragen. Die Länge L der Mischkammer 15 sollte 1 bis 2 mal die lichte Weite b betragen. Das Wandteil beim Uebergang von einer Reaktionskammer 8 zur Mischkammer 15 sollte vorzugsweise einen Krümmungsradius R aufweisen, der etwa 1/3 der lichten Weite a der Reaktionskammer 8 beträgt. Wie bereits unter Fig. 1 angetönt, wird, um einseitige Ablösung im Bereich des Eintritts in die Kollisionskammer 12 zu vermeiden, auf der Gegenseite der Mischkammer 15 eine Wandumlenkung mit dem gleichen Krümmungsradius R vorgesehen, was zu einer aussenumfangsseitigen Ausbuchtung 10 der Kollisionskammer 12 führt. Diese geometrische Fixierung der Brennkammer verfolgt den Zweck, die Wirkungen aus der Kollision der beiden Drallströmungen 13, 14 zu unterstützen.
  • Um zu vermeiden, dass die zulässigen Temperaturgrenzen in den Reaktionszonen nach oben oder unten druchstossen werden und um die Lastregelung mit hohen Gesamtluftzahlen zu ermöglichen, wird die Brennkammer vorzugsweise in gestufter Fahrweise betrieben. Bei zunehmender Brennkammerleistung wird die Stufungsreihenfolge (fuel staging) bei Anwendung von Vormischbrennern wie folgt gewählt:
    Figure imgb0001
    Figure imgb0002
    Figure imgb0003
    Figure imgb0004
  • Der Mischmechanismus, der durch die Frontalkollision der Drallströmungen 13, 14 ausgelöst wird, ist derart stark, dass heisse und kalte Strömungen (z.B. Stufe 2) problemlos gemischt werden können. Bei der beschriebenen Stufung wird angestrebt, die gesamte vom Verdichter 16 gelieferte Luftmenge durch die Brennerelemente A; B zu führen. Bei überschüssiger Luft, die nicht zur gezielten Filmkühlung der Brennkammerwände verwendet wird, kann sie durch Düsen 20 in die Kollisionskammer 12 eingeführt werden. Auf diese Weise wird die überschüssige Luft optimal eingemischt. Die Mischkammer 15 ist hier in der Achse der Mischkammer 15 nach unten offen.
  • Fig. 3 ist eine dreidimensionale vereinfachte Abbildung der Brennkammer nach Fig. 1. Hier ist besonders gut ersichtlich wie der trennungsfreie kreisringzylindrische Brennraum, bestehend aus Reaktionskammern 8 und Kollisionskammer 12, in eine ebenfalls trennungsfreie kreisringförmige Mischkammer 15 übergeht. Grundsätzlich wäre es denkbar, die hier dargestellte trennungsfreie Ausführung durch eine Anzahl modulartiger Brennraumeinheiten zu ersetzen. Diese Einheiten würden dann zwischen Verdichter und Turbine in regelmässigen Abständen um die GT-Achse herum angeordnet, wobei das aus der Anordnung der Brennerelemente A, B und der Betriebsart der Drallkörper 6, 11 hervorgehende Kollisionsprinzip für jeden Modul beizubehalten wäre. Wird die Modulgrösse auf die Grösse eines Brennerelementes A, B reduziert, so geht der kreisringzylindrische Brennraum in einen zylindrischen über, wobei die oben aufgeführten Querschnittsverhält- nisse beizubehalten sind. Die einzelnen Mischkammern 15 müssten dann selbstverständlich vor Turbineneintritt 17 in eine ringförmige Sammelkammer einmünden.
  • Fig. 4 zeigt, wie die einzelnen Brennerelemente A, B stirnseitig auf die ringförmigen Reaktionskammern aufgesetzt und regelmässig über den Umfang verteilt sind. Damit die einzelnen gegenüberliegenden Brennerelementenpaare A, B, welche ja drehsinnentgegengesetzte Drallströmungen erzeugen, sich bei bestimmten Brennkammergrössen gegenseitig nicht wesentlich stören, können die Drallkörper 6, 11 in den einzelnen Brennerelementen A, B in Umfangsrichtung alternierenden Drehsinn aufweisen.
  • Fig. 5 zeigt, dass die Zentralachse durch die Brennerelemente A, B nicht notwendigerweise in einer Ebene liegen muss. Allerdings ist hier zu sagen, dass der Mischmechanismus auch bei optimaler Auslegung solcher modifizierter Varianten mehr oder weniger beeinträchtigt ist. Der Kollisionswinkel α kann unter bestimmten Voraussetzungen bis auf etwa 120° reduziert werden, bevor eine deutliche Verschlechterung der Brennkammer in bezug auf die Mischung eintritt. Abweichungen von der Zentralachsensymmetrie sind auch denkbar.
  • Fig. 6 zeigt die zu treffenden Vorkehrungen, wenn der Massenstrom durch das Brennerelement B beispielsweise grösser als der Massenstrom durch das gegenüberliegende Brennerelement A ist. Unterschiedliche Massenströme kommen dann in Betracht, wenn durch wenige Schaltungsstufen der ganze Betriebsbereich der Brennkammer erfasst werden soll. Allerdings handelt man sich damit eine wesentliche Verschlechterung der Vermischung der Drallströmungen 13, 14 ein. Dies kann vermieden werden, indem die Symmetrieachse der Mischkammer 15 um einen geeigneten Winkel p von der ursprünglichen Symmetrieebene abweicht. Bei spiegelsymmetrischen Brennerelementen A, B mit Kollisionswinkel α = 180° und doppeltem Massenstrom durch Brennerelement B gegenüber Brennerelement A beträgt die optimale Neigung des Winkels β gegen das letztgenannte ca. 30°.

Claims (12)

1. Brennkammer für Gasturbinen, im wesentlichen durch einen kreisringzylindrischen Brennraum gebildet, der an der Luftzuströmungsseite in Umfangsrichtung in regelmässiger Verteilung Brennerelemente, die einzeln aus Brennstoffdüse, Vormischrohr und Drallkörper bestehen, aufweist, wobei je zwei benachbarte Brennerelemente mit drehsinnentgegengesetzten Drallkörpern bestückt sind und wobei die einzelnen Brenn- stoffzufuhrleitungen zu den Brennerelementen mit einer Brennstoffringleitung verbunden sind, dadurch gekennzeichnet, dass der kreisringzylindrische Brennraum der Brennkammer aus zwei endseitig angeordneten Reaktionskammern (8) und einer dazwischen plazierten 'Kollisionskammer (12) besteht, wobei die Reaktionskammern (8) an ihren stirnseitigen Enden mit einer Anzahl axialparallel angeordneter Brennerelemente (A, B) bestückt sind, die bezüglich der Zentralachse der Kollisionskammer (12), von der aus eine kreisringförmige Mischkammer (15) abgeht, jeweils spiegelsymmetrisch zueinander stehen, wobei jedes Brennerelement (A, B) mit einem Drallkörper (6, 11) versehen ist, der jeweils gegenüber dem spiegelsymmetrisch angeordneten Drallkörper drehsinnentgegengesetzt orientiert ist.
2. Brennkammer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Länge (1) der Reaktionskammer (8) vorzugsweise 1-2 mal deren lichte Weite (a) ist.
3. Brennkammer nach Anspruch l, dadurch gekennzeichnet, dass der Abströmungswinkel der Drallkörper (6, 11) vorzugsweise 45° beträgt.
4. Brennkammer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Vormischrohre (4) nach den Drallkörpern (6, 11) eine düsenartige Verengung beschreiben.
5. Brennkammer nach den Ansprüchen 1 und 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis von Brennstoffdüsendurchmesser (d) zu Vormischrohr-Düsenende (D) vorzugsweise im Intervall i < d/D < L liegt.
6. Brennkammer nach Anspruch 2 und 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis von Querschnittsfläche der Reaktionskammer (8) zu den freien Strömungsquerschnittsflächen - zwischen Brennstoffdüsendurchmesser (d) und Vormischrohr-Düsenende (D) - der dort einmündenden Brennerelemente (A, B) vorzugsweise min. 3 und max. 8 beträgt.
7. Brennkammer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis von Querschnittsfläche der Mischkammer (15) zur Summe der Querschnittsflächen der Reaktionskammern (8) vorzugsweise min. 1 und max. 3 beträgt.
8. Brennkammer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Länge (L) der Mischkammer (15) vorzugsweise 1-2 mal deren Durchmesser (b) ist.
9. Brennkammer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Krümmungsradius (R) am Uebergang zwischen Reaktionskammer (8) und Mischkammer (15) vorzugsweise 1/3 der lichten Weite (a) der Reaktionskammer (8) ist.
10. Brennkammer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Mischkammer (15) gegenüber der Symmetrieachse der Kollisionskammer (12) mittig angeordnet ist.
11. Verfahren zum Betreiben der Brennkammer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Massenstrom durch Brennerelemente (B) doppelt so gross ist als durch das spiegelsymmetrisch angeordnete Brennerelement (A) ist.
12. Brennkammer nach Anspruch 1 zur Durchführung des Verfahrens nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Symmetrieachse der Mischkammer (15) vorzugsweise um 30° gegen den Brenner (A) geneigt ist.
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