EP0491134A1 - Einlassgehäuse für Dampfturbine - Google Patents

Einlassgehäuse für Dampfturbine Download PDF

Info

Publication number
EP0491134A1
EP0491134A1 EP91117784A EP91117784A EP0491134A1 EP 0491134 A1 EP0491134 A1 EP 0491134A1 EP 91117784 A EP91117784 A EP 91117784A EP 91117784 A EP91117784 A EP 91117784A EP 0491134 A1 EP0491134 A1 EP 0491134A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
spiral
inlet
spirals
flow
ring
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP91117784A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0491134B1 (de
Inventor
Romuald Prof.Dr. Puzyrewski
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.)
ABB Asea Brown Boveri Ltd
ABB AB
Original Assignee
ABB Asea Brown Boveri Ltd
Asea Brown Boveri AB
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ABB Asea Brown Boveri Ltd, Asea Brown Boveri AB filed Critical ABB Asea Brown Boveri Ltd
Publication of EP0491134A1 publication Critical patent/EP0491134A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0491134B1 publication Critical patent/EP0491134B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/24—Casings; Casing parts, e.g. diaphragms, casing fastenings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D1/00—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines
    • F01D1/02—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines with stationary working-fluid guiding means and bladed or like rotor, e.g. multi-bladed impulse steam turbines
    • F01D1/023—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines with stationary working-fluid guiding means and bladed or like rotor, e.g. multi-bladed impulse steam turbines the working-fluid being divided into several separate flows ; several separate fluid flows being united in a single flow; the machine or engine having provision for two or more different possible fluid flow paths
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D1/00—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines
    • F01D1/02—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines with stationary working-fluid guiding means and bladed or like rotor, e.g. multi-bladed impulse steam turbines
    • F01D1/16—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines with stationary working-fluid guiding means and bladed or like rotor, e.g. multi-bladed impulse steam turbines characterised by having both reaction stages and impulse stages
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D1/00—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines
    • F01D1/18—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines without stationary working-fluid guiding means
    • F01D1/20—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines without stationary working-fluid guiding means traversed by the working-fluid substantially axially
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D9/00—Stators
    • F01D9/02—Nozzles; Nozzle boxes; Stator blades; Guide conduits, e.g. individual nozzles

Definitions

  • the invention relates to an inlet housing for a single-flow, axially flowed high-pressure steam turbine, the first stage of which flows from two separate concentric ring openings and each ring opening is connected to its own inflow line, the inflow lines being two concentrically arranged, separately switchable or throttled spiral housings.
  • the exit side is provided with ring openings extending over 360 °, the spiral cross section of both spirals also being designed to generate swirls over the entire circumference, such that the working medium flowing out of the ring openings has a tangential component which is of the order of magnitude of the circumferential speed, regardless of the load being driven of the blade sector of the first stage acted upon by the working medium, and finally the cross sections of the volute casing are dimensioned for different mass flow rates and the concentric ones Ring openings have different heights.
  • the power control of steam turbines today takes place either by adapting or throttling the live steam pressures, known as sliding pressure control or throttle control, or by partially applying a specially designed constant pressure stage via individual sectors of a nozzle ring that can be switched off and regulated.
  • This type of regulation known as nozzle group regulation, is usually superior to the purely throttle regulation, but leads to an increase in the loss shares known under the designation “partial loading losses” when the load is reduced and thus the load is applied. If the flow in the adjoining wheel chamber is not completely mixed, partial loading of the subsequent reaction blading can also occur, and thus additional, large flow losses.
  • Entry housings with concentric ring channels are known from FR-A-2 351 249.
  • the steam flows into an action wheel from two axially directed concentric ring channels, which form a nozzle box.
  • the nozzles are arranged within the ring channels. It is a classic constant pressure control stage.
  • the ring channels are fed separately.
  • One of the two ring channels has two inflow lines, each leading to half a ring circumference.
  • the second ring channel has four inflow lines for its four segments.
  • Turbine output is increased from idling to nominal load by first supplying a ring channel over the entire circumference and then opening the various sectors of the second ring channel one after the other. With this arrangement, there should be no vibration problems on the first row of runs when partially loaded.
  • the cross sections of the volute casing are dimensioned for different mass flow rates, in addition to the full load, at least two partial load points can be throttled and thus run with little loss.
  • the spiral cross-sections are also designed to generate swirl, there is no need for a deflection grid before the first row of the turbine blades. Steam velocities higher than usual are permitted in the inflow pipes, since kinetic energy can be fully utilized for the swirl generation. As a result, the inflow lines can be made with small cross sections and therefore cheaper.
  • the invention has for its object to be able to maintain the previous classic design with a control wheel working on the same pressure principle in an inlet housing of the type mentioned.
  • the advantage of the invention can be seen in particular in the fact that the compensating piston required for single-flow turbine parts can be arranged in the free space inside the spirals due to the large diameter of the control wheel.
  • FIG. 1 An embodiment of the invention is shown in simplified form.
  • the single figure shows a partial longitudinal section through a turbine with a double spiral inlet housing.
  • the inlet housing consists of two spirals 1, 2, which the steam via the pipe bends 8 and. 9 flows.
  • the closing and regulating elements arranged in the pipe bends 8 and 9 are not shown.
  • the spirals On the outlet side, the spirals each open into a ring opening 1 'or 2'. These ring openings are arranged concentrically to one another and extend over a 360 ° circumference.
  • the flow limitation of the two ring openings 1 ′, 2 ′ against one another takes place via a short common partition 4 that runs axially into the turbine flow channel.
  • Reduction pieces 6, 7 are provided between the entry cross sections (not shown) of the spirals, which are located in the horizontal parting plane, and the pipe bends 8, 9.
  • the working fluid is accelerated from, for example, 60 m / sec to the speed of, for example, 280 m / sec required at the turbine inlet, in this case in front of the control wheel 13.
  • the swirl is generated in the spirals designed accordingly. It goes without saying that speeds higher than the specified 60 m / sec are also permissible in the pipe bends 8 and 9. This is particularly true because the kinetic energy is fully usable for swirl generation.
  • there is an optimization problem in which the higher friction losses due to increased speed have to be countered by material savings due to smaller cross-sections.
  • the two spirals 1, 2 are arranged concentrically like their ring openings 1 ', 2' and also extend circumferentially over 360 °. Their inlet cross-sections are offset from one another by 180 °, in such a way that the spirals 1, 2 flow through in the same direction. These cross sections are located in the horizontal axis 3 of the turbine, that is, in the plane in which the separating surfaces of the machine usually run.
  • spiral cross-sections of the two concentrically arranged spirals 1, 2 are designed for uneven flow, which the different inlet cross-sections 1 ", 2" and the different heights of the channel, respectively. of the ring openings 1 ', 2' explained.
  • spiral torque control is particularly suitable for the part-load behavior of the turbine, where it has considerable advantages over the classic nozzle group control. This is because the inflow to the first row of blades always takes place over a 360 ° circumference with every load.

Abstract

Bei einer einflutigen Dampfturbine wird das Einlassgehäuse aus zwei ineinander verschlungenen Spiralgehäusen (1, 2) konzipiert. Diese Spiralen weisen zum Beschaufelungseintritt hinweisende, konzentrisch angeordnete Ringöffnungen (1', 2') auf, die sich über 360° Umfang erstrecken. Die Spiralen sind abschaltbar und/oder drosselbar, so dass eine stufenlose Teilbeaufschlagung der Reaktionsbeaufschlagung (13, 14, 15) erfolgen kann. Die für den kleineren Durchfluss bemessene Spirale (2) und ihre Ringöffnung (2') ist in radialer Richtung rotorseitig angeordnet. Die aus den Ringöffnungen (1', 2') beaufschlagte erste Beschaufelungsreihe ist ein nach dem Aktions-Regelrad (13). Die radial innere Begrenzungswand der für den kleinen Durchfluss bemessenen Spirale ist in der Ebene des Ausgleichskolbens angeordnet. <IMAGE>

Description

    Technisches Gebiet
  • Die Erfindung betrifft ein Einlassgehäuse für eine einflutige, axial durchströmte Hochdruckdampfturbine, deren erste Stufe aus zwei voneinander getrennten, konzentrischen Ringöffnungen angeströmt ist und wobei jede Ringöffnung mit einer eigenen Zuströmleitung verbunden ist, wobei die Zuströmleitungen Zwei konzentrisch angeordnete, getrennt abschaltbare oder drosselbare Spiralgehäuse sind, die austrittsseitig mit sich über 360° erstreckenden Ringöffnungen vesehen sind, wobei ferner der Spiralquerschnitt beider Spiralen über den ganzen Umfang drallerzeugend ausgebildet ist, derart, dass das aus den Ringöffnungen abströmende Arbeitsmittel unabhängig von der gefahrenen Last eine Tangentialkompente aufweist, die in der Grössenordnung der Umfangsgeschwindigkeit des vom Arbeitsmittel beaufschlagten Schaufelsektors der ersten Stufe liegt und wobei schliesslich die Querschnitte der Spiralgehäuse für unterschiedlichen Massendurchfluss dimensioniert sind und die konzentrischen Ringöffnungen entsprechend unterschiedliche Höhen aufweisen.
    • Stand der Technik
  • Die Leistungsregelung von Dampfturbinen geschieht heute entweder über Anpassung oder Drosselung der Frischdampfdrücke, bekannt als Gleitdruckregelung bzw. Drosselregelung, oder durch Teilbeaufschlagung einer speziell dafür konstruierten Gleichdruckstufe über einzelne abschaltbare und regelbare Sektoren eines Düsenkranzes. Diese als Düsengruppenregulierung bekannte Regelungsart zeigt sich zumeist der reinen Drosselregulierung überlegen, führt aber bei Reduktion der Last und damit der Beaufschlagung zu einer Zunahme der unter der Bezeichnung "Teilbeaufschlagungsverluste" bekannten Verlustanteile. Bei nicht vollständiger Durchmischung der Strömung in der anschliessenden Radkammer kann es ebenfalls zu einer Teilbeaufschlagung der nachfolgenden Reaktionsbeschaufelung und damit zu zusätzlichen, grossen Strömungsverlusten kommen.
  • Eintrittsgehäuse mit konzentrischen Ringkanälen sind aus der FR-A-2 351 249 bekannt. Aus zwei axial gerichteten konzentrischen Ringkanälen, welche einen Düsenkasten bilden, strömt der Dampf in ein Aktionsrad. Die Düsen sind innerhalb der Ringkanäle angeordnet. Es handelt sich dabei um eine klassische Gleichdruck-Regelstufe. Die Ringkanäle werden getrennt angespeist. Einer der beiden Ringkanäle hat zwei Zuströmleitungen, die zu je einem halben Ringumfang führen. Der zweite Ringkanal weist vier Zuströmleitungen für seine vier Segmente auf. Die Turbinenleistung wird vom Leerlauf auf Nennlast gesteigert, indem zunächst ein Ringkanal über den ganzen Umfang angespeist wird und dann nacheinander die verschiedenen Sektoren des zweiten Ringkanals geöffnet werden. Mit dieser Anordnung sollen bei Teilbeaufschlagung keine Schwingungsprobleme an der ersten Laufreihe auftreten.
  • Ein eingangs genanntes Einlassgehäuse mit einer Regelungsart, die über dem ganzen Lastbereich zu besseren Wirkungsgraden als mit reiner Düsengruppenregulierung führt, ist bekannt aus der CH-A-654 625. Durch die dort über 360° Umfang erfolgende Beaufschlagung mit je nach Last unterschiedlichen Massenströmen kann auf die bei Teillast verlustreiche Regelstufe, bestehend aus Düsenkasten und Gleichdruckrad verzichtet werden. Besondere Vorteile konstruktiver Art sind darin zu sehen, dass derartige Spiralgehäuse eine kurze axiale Baulänge aufweisen und das lediglich zwei mit Abschluss- und Regelorganen versehene Zudampfleitungen benötigt werden.
  • Werden die Querschnitte der Spiralgehäuse für unterschiedlichen Massendurchfluss dimensioniert, so können neben der Vollast mindestens zwei Teillastpunkte ungedrosselt und somit verlustarm gefahren werden. Werden die Spiralquerschnitte zudem drallerzeugend ausgelegt, so kann auf ein Umlenkgitter vor der ersten Laufreihe der Turbinenbeschaufelung verzichtet werden. Höhere Dampfgeschwindigkeiten als üblich sind in den Zuströmrohren zulässig, da für die Drallerzeugung kinetische Energie voll verwertbar ist. Hierdurch können die Zuströmleitungen mit kleinen Querschnitten und somit billiger ausgeführt werden.
    • Darstellung der Erfindung
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, bei einem Einlassgehäuse der eingangs genannten Art die bisherige klassische Bauweise mit nach dem Gleichdruckprinzip arbeitenden Regelrad beibehalten zu können.
  • Erfindungsgemäss wird dies dadurch erreicht,
    • dass die für den kleineren Durchfluss bemessene Spirale und ihre Ringöffnung in radialer Richtung rotorseitig angeordnet ist,
    • dass die aus den Ringöffnungen beaufschlagte erste Beschaufelungsreihe eine Laufschaufelreihe mit kleinem Reaktionsgrad ist,
    • und dass die radial innere Begrenzungswand der für den kleinen Durchfluss bemessenen Spirale zumindest teilweise in der Ebene des Ausgleichskolbens angeordnet ist und an ihrer Aussenseite mit einer labyrinthartigen Wellendichtung versehen ist.
  • Der Vorteil der Erfindung ist insbesonderer darin zu sehen, dass der bei einflutigen Turbinenteilen erforderliche Ausgleichskolben aufgrund des grossen Durchmessers des Regelrades im freien Raum innerhalb der Spiralen angeordnet werden kann.
    • Kurze Beschreibung der Zeichnung
  • In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung vereinfacht dargestellt. Die einzige Figur zeigt einen Teillängsschnitt durch eine Turbine mit doppelspiralem Einlassgehäuse.
  • Die Strömungsrichtung des Arbeitsmediums, hier Hochdruckdampf, ist mit Pfeilen bezeichnet. Die Figur erhebt keinerlei Anspruch auf Genauigkeit und ist lediglich der besseren Verständlichkeit wegen auf die notwendigsten Konturen beschränkt.
    • Weg zur Ausführung der Erfindung
  • Das Einlassgehäuse besteht aus zwei Spiralen 1, 2, denen der Dampf über die Rohrbögen 8 resp. 9 zuströmt. Nicht gezeigt sind die in den Rohrbögen 8 und 9 angeordneten Abschluss- und Regelorgane. Austrittsseitig münden die Spiralen in je eine Ringöffnung 1' resp 2'. Diese Ringöffnungen sind konzentrisch zueinander angeordnet und erstrecken sich über 360° Umfang. Die Strömungsbegrenzung beider Ringöffnungen 1', 2' gegeneinander erfolgt über eine axial in den Turbinenströmungskanal auslaufende, kurze gemeinsame Trennwand 4.
  • Es erfolgt somit aus beiden Spiralen eine in der Projektion axiale Dampfeinströmung in die Turbine. Von der teilweise und sehr schematisch skizzierten Turbine, bei der es sich um den einflutigen Hochdruckteil handelt, sind nur der Rotor 10 mit Stopfbüchsenpartie 11 auf dem Ausgleichkolben 17, der Schaufelträger 12, das Regelrad 13, sowie die im Schaufelträger befestigten Leitschaufeln 14 der drei ersten Reaktionsstufen und die im Rotor befestigten Laufschaufeln 15 der zwei ersten Reaktionsstufen dargestellt. Zwischen dem Austritt der Spiralen 1, 2 - der durch die Hinterkante der Trennwand 4 gegeben ist - und dem Regelrad 13 ist ein ringförmiger Mischraum 5 angeordnet. Zwischen dem Regelrad 13 und der Leitreihe der ersten Stufe befindet sich der übliche Radraum 16. Die radial innere Begrenzungswand der für den kleinen Durchfluss bemessenen Spirale 2 verläuft in der Ebene des Ausgleichskolbens 17 und ist an ihrer Aussenseite mit einer labyrinthartigen Wellendichtung versehen, welche Teil der genannten Stopfbüchsenpartie 11 ist.
  • Zwischen den nicht dargestellten Eintrittsquerschnitten der Spiralen, die sich in der horizontalen Trennebene befinden, und den Rohrbögen 8, 9 sind Reduktionsstücke 6, 7 vorgesehen. In ihnen wird das Arbeitsmittel vom beispielsweise 60 m/sec auf die am Turbineneintritt, in diesem Fall vor dem Regelrad 13 erforderliche Geschwindigkeit von beispielsweise 280 m/sec beschleunigt. Die Drallerzeugung erfolgt in den hierzu entsprechend gestalteten Spiralen. Es versteht sich, dass in den Rohrbögen 8 und 9 auch höhere Geschwindigkeiten als die genannten 60 m/sec zulässig sind. Dies gilt insbesondere deswegen, weil die kinetische Energie für die Drallerzeugung voll nützbar ist. Letzlich handelt es sich um ein Optimierungsproblem, bei welchem die durch erhöhte Geschwindigkeit bedingten höheren Reibungsverluste einer Materialeinsparung aufgrund geringere Qerschnitte entgegenzustellen sind.
  • Die beiden Spiralen 1, 2 sind wie ihre Ringöffnungen 1', 2' konzentrisch angeordnet und verlaufen umfangsmässig ebenfalls über 360°. Ihre Eintrittsquerschnitte sind um 180° gegeneinander versetzt, und zwar derart, dass die Spiralen 1, 2 im gleichen Drehsinn durchströmt sind. Diese Querschnitte befinden sich in der Horizontalachse 3 der Turbine, also in der Ebene, in der üblicherweise die Trennflächen der Maschine verlaufen.
  • Die Spiralquerschnitte der zwei konzentrisch angeordneten Spiralen 1, 2 sind für ungleichen Durchfluss ausgelegt, was die unterschiedlichen Eintrittsquerschnitte 1'', 2'' und die unterschiedlichen Höhen des Kanals resp. der Ringöffnungen 1', 2' erklärt.
  • Bei der Wahl der Querschnittsform sind neben strömungstechnischen Gesichtspunkten auch konstruktive und herstellungstechnische Aspekte zu berücksichtigen. Man wird bestrebt sein, kompakte Spiralformen anzuwenden, die eine möglichst homogene Abströmung aus den Ringöffnungen gewährleisten.
  • Bezüglich dieser homogenen Abströmung wurde bereits weiter oben ausgeführt, dass die Drallerzeugung in der Spirale selbst erfolgt. Durch die Abnahme des Radius in Strömungsrichtung wird dem Arbeitsmittel in der Spirale aufgrund des "Gesetzes über die Erhaltung des Dralls" eine zusätzliche Beschleunigung aufgezwungen. Unter Berücksichtigung dieser Beschleunigung sind die Spiralenquerschnitte in jedem Punkt für eine mittlere Geschwindigkeit von beispielsweise 120 m/sec auszulegen. Man erzielt dann an den entsprechend dimensionierten Ringöffnungen absolute Abströmgeschwindigkeiten von ca. 280 m/sec bei einem Abströmwinkel von ca. 18°. Bei einer entsprechenden Umfangsgeschwindigkeit des Rotors am massgeblichen Rotordurchmesser ergibt dies eine ideale Anströmung des Regelrades 13.
  • Weiter oben wurde bereits ausgeführt, dass die sonst in der Düse der Regelstufe vorgenomme Beschleunigung hauptsächlich im Reduktionsstück stromaufwärts der Spirale erfolgt und zum geringen Teil in letzterer selbst erfolgt. Der mit dieser Beschleunigung verbundene Abbau des Stufengefälles entspricht dem Gefälleanteil, der in dem nunmehr fortgelassenen Düsenkasten zu verarbeiten wäre.
  • Andererseits gilt es zu berücksichtigen, dass - im Gegensatz zur in CH-A-654 625 gezeigten Lösung - die erste vom Dampf beaufschlagte Laufreihe jene einer normalen Regelstufe ist. Bei der bekannten Lösung ist durch den Wegfall der Regelstufe und bei vorgegebenem Gesamtgefälle über den Hochdruckteil der Turbine das Druckniveau beim Eintritt in die Reaktionsbeschaufelung so hoch, dass zu dessen Abbau eine zusätzliche Reaktionsstufe mit üblichem Gefälle vorgesehen werden muss. Dies ist dadurch bedingt, dass in einer Reaktionsstufe üblicherweise nur etwa halb so viel Gefälle umgesetzt wird als in einer für Regelzwecke angeordneten Aktionsstufe.
  • Hiermit ist bereits einer der Hauptvorteile der neuen Spiralanwendung erkennbar, d.h. der bisherige Rotor kann unverändert übernommen werden. Dies ist besonders wichtig im Hinblick auf das "Retrofitting" von bestehenden Turbinen.
  • Die als "Drallmomententregelung" zu bezeichnende Spirallösung eignet sich besonders im Teillastverhalten der Turbine, wo sie ganz erhebliche Vorteile gegenüber der klassischen Düsengruppenregelung aufweist. Dies, weil die Zuströmung zur ersten Schaufelreihe bei jeder gefahrenen Last immer über 360° Umfang erfolgt.
  • Als besonders günstig zeigt sich hier die Anordnung von zwei für unterschiedlichen Massendurchfluss ausgelegten Spiralen. Im gezeigten Ausführungsbeispiel - bei dem die "kleine" Spirale 2 die rotornahen Schaufelpartien und die "grosse" Spirale 1 die den Schaufelträger 13 nächstliegenden Schaufelpartien beaufschlagt - strömen bei Vollbeaufschlagung 70% des Arbeitsmittels aus der Ringöffnung 1' und 30% aus der Ringöffnung 2'. Damit können mit der Maschine folgende Lasten gefahren werden:
    • Vollast mit offenen Spiralen 1, 2 und offenen Stellventilen (nicht gezeigt) in den Rohrbögen 8, 9;
    • 70% Teillast mit offener Spirale 1 und geschlossener Spirale 2;
    • 30% Teillast mit offener Spirale 2 und geschlossener Spirale 1;
    • beliebige Teillasten durch Oeffnen einer oder beider Spiralen und durch Drosseln eines der beiden nicht gezeigten Ventile.
  • Die sorgfältige Auslegung des Spiralenquerschnitts zwecks Drallerzeugung und homogener Abstrmung in Umfangsrichtung garantiert auch in Teillstpunkten der Turbine einen gleichen Anströmwinkel zum Regelrad 13 wie bei Vollast. Die je nach Teillast unterschiedlichen Abströmgeschwindigkeiten aus den Spiralen ermöglichen eine Lastregulierung wie bei der Düsengruppenregelung.
  • Im Gegensatz zu dieser klassischen Düsengruppenregulierung, bei der die Teilbeaufschlagung in Umfangsrichtung erfolgt, wird im vorliegenden Fall eine Teilbeaufschlagung in radialer Richtung durchgeführt. Hierdurch wird eine stets volle Beaufschlagung in Umfangsrichtung bewirkt, welche eine ebenfalls gleichmässige Temperaturverteilung über dem Umfang zur Folge hat. Die sonst bei Teilbeaufschlagung bekannte, verlustintensive intermittierende Füllung und Entleerung der Schaufelkanäle entfällt somit, so dass die Verlustzunahme bei abnehmender Last kleiner ist als bei der Düsengruppenregulierung. Ausserdem ist die dynamische Beanspruchung der ersten Laufschaufelreihe günstiger.
  • Ein zusätzlicher, jedoch bedeutend geringerer Verlust entsteht bei Teillast lediglich an der Trennfront der aus den Ringöffnungen 1' und 2' mit unterschiedlicher Geschwindigkeit austretenden Massenströme. Es handelt sich hierbei um Reibungs- und Mischverluste an den Strahlgrenzen. Andererseits gewährleistet das Zurückversetzen der Trennwand 4 gegenüber der bisherigen Lösung nach CH-A-654 625 bei Vollast eine gute Durchmischung der Teilströme im Mischraum 5. Auch wenn eine der Spiralen ganz abgeschaltet ist, so ist dennoch der Ventilationsverlust im gegebenenfalls nicht beaufschlagten Teil der Beschaufelung vernachlässigbar. Diesen entweder nicht oder anders beaufschlagten Schaufelanteil so gering wie möglich zu halten, bezweckt das Zurückversetzen der Trennwand 4 und damit die Bildung der bereits erwähnten Kammer 5. Ihre axiale Erstreckung ist so bemessen, dass der Ausgleich der Strömung in radialer Richtung gefördert ist.
    • Bezugszeichenliste
    • 1
    "grosse" Spirale
    2
    "kleine Spirale
    1'
    Ringöffnung von 1
    2'
    Ringöffnung von 2
    3
    Längsachse der Turbine
    4
    Trennwand
    5
    Mischraum
    6
    Reduktionsstück
    7
    Reduktionsstück
    8
    Rohrbogen
    9
    Rohrbogen
    10
    Rotor
    11
    Stopfbüchsenpartie
    12
    Schaufelträger
    13
    Regelrad
    14
    Leitschaufel
    15
    Laufschaufel
    16
    Radkammer
    17
    Ausgleichkolben

Claims (4)

  1. Einlassgehäuse für eine einflutige, axial durchströmte Hochdruckdampfturbine, deren erste Stufe aus zwei voneinander getrennten, konzentrischen Ringöffnungen angeströmt ist und wobei jede Ringöffnung mit einer eigenen Zuströmleitung verbunden ist, wobei die Zuströmleitungen zwei konzentrisch angeordnete, getrennt abschaltbare oder drosselbare Spiralgehäuse (1, 2) sind, die austrittsseitig mit sich über 360° erstreckenden Ringöffnungen (1', 2') versehen sind, wobei ferner der Spiralquerschnitt beider Spiralen (1, 2) über den ganzen Umfang drallerzeugend ausgebildet ist, derart, dass das aus den Ringöffnungen (1', 2') abströmende Arbeitsmittel unabhängig von der gefahrenen Last eine Tangentialkomponente aufweist, die in der Grössenordnung der Umfangsgeschwindigkeit des vom Arbeitsmittel beaufschlagten Schaufelsektors der ersten Stufe liegt, und wobei schliesslich die Querschnitte der Spiralgehäuse (1, 2) für unterschiedlichen Massendurchfluss dimensioniert sind und die konzentrischen Ringöffnungen (1', 2') entsprechend unterschiedliche Höhen aufweisen,
    dadurch gekennzeichnet,
    - dass die für den kleineren Durchfluss bemessene Spirale (2) und ihre Ringöffnung (2') in radialer Richtung rotorseitig angeordnet ist,
    - dass die aus den Ringöffnungen (1', 2') beaufschlagte erste Beschaufelungsreihe eine Laufschaufelreihe (13) mit kleinem Reaktionsgrad ist,
    - und dass die radial innere Begrenzungswand der für den kleinen Durchfluss bemessenen Spirale zumindest teilweise in der Ebene des Ausgleichskolbens angeordnet ist und an ihrer Aussenseite mit einer labyrinthartigen Wellendichtung versehen ist.
  2. Einlassgehäuse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Spiralgehäuse (1, 2) sich über 360° Umfang erstrecken und mit um 180° versetzten Eintrittsquerschnitten versehen sind.
  3. Einlassgehäuse nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Eintrittsquerschnitte der Spiralen (1, 2) in der Turbinen-Horizontalachse (3) angeordnet sind.
  4. Einlassgehäuse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Spiralgehäuse (1, 2) eintrittsseitig über Reduktionsstücke (6, 7) mit den zuströmseitigen Rohrbögen (8, 9) verbunden sind.
EP91117784A 1990-12-18 1991-10-18 Einlassgehäuse für Dampfturbine Expired - Lifetime EP0491134B1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CH404590 1990-12-18
CH4045/90 1990-12-18

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0491134A1 true EP0491134A1 (de) 1992-06-24
EP0491134B1 EP0491134B1 (de) 1995-08-02

Family

ID=4268788

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP91117784A Expired - Lifetime EP0491134B1 (de) 1990-12-18 1991-10-18 Einlassgehäuse für Dampfturbine

Country Status (14)

Country Link
US (1) US5215436A (de)
EP (1) EP0491134B1 (de)
JP (1) JPH04287804A (de)
KR (1) KR920012703A (de)
CN (1) CN1024704C (de)
AT (1) ATE125903T1 (de)
CA (1) CA2055710A1 (de)
CZ (1) CZ280451B6 (de)
DE (2) DE4100777A1 (de)
DK (1) DK0491134T3 (de)
HU (1) HUT59736A (de)
PL (1) PL167025B1 (de)
RU (1) RU2069769C1 (de)
ZA (1) ZA919881B (de)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0582809A1 (de) * 1992-08-06 1994-02-16 Asea Brown Boveri Ag Verfahren zum Betrieb einer Gasturbine mit einer Druckwellenmaschine mit integrierter Verbrennung
EP1020618A2 (de) 1999-01-16 2000-07-19 ABB Alstom Power (Schweiz) AG Hochdruckturbine mit Doppelspiraleinlauf
EP3159504A1 (de) * 2013-06-20 2017-04-26 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Axialturbine mit radialer anströmung und turbolader

Families Citing this family (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5927943A (en) * 1997-09-05 1999-07-27 Dresser-Rand Company Inlet casing for a turbine
US6071073A (en) * 1998-05-14 2000-06-06 Dresser-Rand Company Method of fabricating a turbine inlet casing and the turbine inlet casing
US6609881B2 (en) * 2001-11-15 2003-08-26 General Electric Company Steam turbine inlet and methods of retrofitting
EP1632650B1 (de) * 2004-09-01 2013-05-15 Siemens Aktiengesellschaft Dampfturbine
US20070144170A1 (en) * 2005-12-22 2007-06-28 Caterpillar Inc. Compressor having integral EGR valve and mixer
US20080104956A1 (en) * 2006-10-31 2008-05-08 Caterpillar Inc. Turbocharger having inclined volutes
JP2009047122A (ja) * 2007-08-22 2009-03-05 Toshiba Corp 蒸気タービン
JP2009047123A (ja) * 2007-08-22 2009-03-05 Toshiba Corp 蒸気タービン
MD3892G2 (ro) * 2007-10-29 2009-11-30 Виктор ИВАНОВ Turbină de abur de tip tambur
EP2075416B1 (de) * 2007-12-27 2011-05-18 Techspace Aero Verfahren zur Herstellung eines Teils einer Strömungsmaschine und so erhaltene Vorrichtung
ITMI20091740A1 (it) * 2009-10-12 2011-04-13 Alstom Technology Ltd Turbina a vapore assiale alimentata radialmente ad alta temperatura
DE102010053951B4 (de) * 2010-12-09 2021-12-09 Daimler Ag Turbine für einen Abgasturbolader
ITCO20130001A1 (it) 2013-01-23 2014-07-24 Nuovo Pignone Srl Involucro interno per motore a turbina a vapore
US9347367B2 (en) 2013-07-10 2016-05-24 Electro-Motive Diesel, Inc. System having dual-volute axial turbine turbocharger
RU2576392C2 (ru) * 2014-04-22 2016-03-10 Закрытое акционерное общество "Уральский турбинный завод" Цилиндр паровой турбины с регулирующим отсеком
EP3023593A1 (de) * 2014-11-20 2016-05-25 Siemens Aktiengesellschaft Einströmungskontur für Einwellenanordnung
WO2017104916A1 (ko) * 2015-12-15 2017-06-22 포스코에너지 주식회사 반작용식 스팀 터빈
RU2673362C1 (ru) * 2017-12-29 2018-11-26 федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования "Национальный исследовательский университет "МЭИ" (ФГБОУ ВО "НИУ "МЭИ") Устройство соплового парораспределения паровой турбины с выносной камерой смешения
CN108868889A (zh) * 2018-09-11 2018-11-23 中国长江动力集团有限公司 汽轮机及发电装置
IT201800021292A1 (it) * 2018-12-28 2020-06-28 Turboden Spa Turbina assiale a due livelli di alimentazione
CN113279825B (zh) * 2021-06-11 2022-04-12 武汉大学 核电汽轮机全周进汽室设计方法及全周进汽室

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE172375C (de) *
GB190916249A (en) * 1908-07-24 1909-11-18 App Rateau Soc D Expl Des Improvements in Steam Turbines.
DE895293C (de) * 1950-11-05 1953-11-02 Licentia Gmbh Regelstufe von Axialturbinen fuer grosse Dampfdurchsatzmengen
FR2351249A1 (fr) * 1976-05-14 1977-12-09 Europ Turb Vapeur Perfectionnement a un dispositif d'admission du fluide moteur dans une turbine de grande puissance
CH654625A5 (de) * 1981-11-30 1986-02-28 Bbc Brown Boveri & Cie Einlassgehaeuse einer dampfturbine.

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CH265283A (de) * 1947-02-24 1949-11-30 Jaksch Hans Rohr, dessen Rauminhalt vergrössert werden kann.
US3173656A (en) * 1962-12-13 1965-03-16 Preez Pieter Johannes Jacob Du Inward flow turbine
BE791867A (fr) * 1971-11-26 1973-05-24 Wallace Murray Corp Compresseur de turbocompresseur a double enceinte collectrice
FR2309712A1 (fr) * 1975-04-28 1976-11-26 Garrett Corp Turbomachine a courants fluidiques multiples
DE8034726U1 (de) * 1980-12-29 1981-05-27 M.A.N.- Roland Druckmaschinen AG, 6050 Offenbach Vorrichtung zum trennen von bereichen des farbauftrags an farbkaesten fuer druckmaschinen
DE3424139C2 (de) * 1984-06-30 1996-02-22 Bbc Brown Boveri & Cie Gasturbinenrotor
DE3424138A1 (de) * 1984-06-30 1986-01-09 BBC Aktiengesellschaft Brown, Boveri & Cie., Baden, Aargau Luftspeichergasturbine

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE172375C (de) *
GB190916249A (en) * 1908-07-24 1909-11-18 App Rateau Soc D Expl Des Improvements in Steam Turbines.
DE895293C (de) * 1950-11-05 1953-11-02 Licentia Gmbh Regelstufe von Axialturbinen fuer grosse Dampfdurchsatzmengen
FR2351249A1 (fr) * 1976-05-14 1977-12-09 Europ Turb Vapeur Perfectionnement a un dispositif d'admission du fluide moteur dans une turbine de grande puissance
CH654625A5 (de) * 1981-11-30 1986-02-28 Bbc Brown Boveri & Cie Einlassgehaeuse einer dampfturbine.

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
'"Eingehäusige Dampfturbinen mittlerer eistung für Kraftwerke und Industriebetriebe. Baureihe KT.' , BBB BROWN BOVERY , BADEN,SCHWEIZ Seite 10,rechte spalte, "Regelstufenbeschaufelung" *

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0582809A1 (de) * 1992-08-06 1994-02-16 Asea Brown Boveri Ag Verfahren zum Betrieb einer Gasturbine mit einer Druckwellenmaschine mit integrierter Verbrennung
EP1020618A2 (de) 1999-01-16 2000-07-19 ABB Alstom Power (Schweiz) AG Hochdruckturbine mit Doppelspiraleinlauf
EP3159504A1 (de) * 2013-06-20 2017-04-26 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Axialturbine mit radialer anströmung und turbolader
US9745859B2 (en) 2013-06-20 2017-08-29 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Radial-inflow type axial flow turbine and turbocharger

Also Published As

Publication number Publication date
US5215436A (en) 1993-06-01
KR920012703A (ko) 1992-07-27
CN1024704C (zh) 1994-05-25
CS384591A3 (en) 1992-07-15
JPH04287804A (ja) 1992-10-13
HUT59736A (en) 1992-06-29
RU2069769C1 (ru) 1996-11-27
CN1062578A (zh) 1992-07-08
PL167025B1 (pl) 1995-07-31
PL292591A1 (en) 1992-09-21
EP0491134B1 (de) 1995-08-02
HU913988D0 (en) 1992-03-30
ZA919881B (en) 1992-11-25
ATE125903T1 (de) 1995-08-15
DE59106154D1 (de) 1995-09-07
DE4100777A1 (de) 1992-06-25
CA2055710A1 (en) 1992-06-19
CZ280451B6 (cs) 1996-01-17
DK0491134T3 (da) 1995-12-11

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP0491134B1 (de) Einlassgehäuse für Dampfturbine
EP0690206B1 (de) Diffusor für Turbomaschine
EP0903468B1 (de) Vorrichtung zur Spaltdichtung
DE60133629T2 (de) Verfahren zum betrieb einer gasturbine mit verstellbaren leitschaufeln
EP1004748B1 (de) Laufrad für eine Strömungsmaschine
EP0417433B1 (de) Axialdurchströmte Turbine
EP0799973A1 (de) Wandkontur für eine axiale Strömungsmaschine
EP0355312A1 (de) Axialdurchströmte Turbine mit radial-axialer erster Stufe
DE3023900A1 (de) Diffusorvorrichtung und damit ausgeruestetes gasturbinentriebwerk
EP0508067B1 (de) Vorrichtung zum Regulieren des durchströmten Querschnitts einer Turbomaschine
CH694257A5 (de) Dampfturbine.
DE3242713C2 (de)
DE2503493A1 (de) Thermische turbomaschine, insbesondere niederdruck-dampfturbine
DE3430769C2 (de)
EP0575659A1 (de) Einlassgehäuse für Dampfturbine
DE3424141A1 (de) Luftspeicher-gasturbine
DE2930184A1 (de) Ueberlasteinrichtung einer mehrgehaeusigen turbine
DE2435153A1 (de) Turbomaschine, insbesondere dampfturbine mit hoher dampfeintrittstemperatur
DE3032023A1 (de) Verfahren zur steuerung von zweistufigen hydraulischen pumpen-turbinen.
DE19901564A1 (de) Hochdruckturbine mit Doppelspiraleinlauf
DE102019004365A1 (de) Steuerstufe für eine radial-axiale Dampfturbine
DE1751947B2 (de) Dampf- oder Gasturbine mit Mengenregelung
DE527168C (de) Radial beaufschlagte Dampfturbine
DE758702C (de) Gegenlaeufige Dampf- oder Gasturbine
DE102018201389A1 (de) Turbine mit axial verlaufender wellenartiger Ringraumkontur

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT BE CH DE DK ES FR GB IT LI NL SE

17P Request for examination filed

Effective date: 19921203

17Q First examination report despatched

Effective date: 19940325

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): AT BE CH DE DK ES FR GB IT LI NL SE

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: NL

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 19950802

Ref country code: ES

Free format text: THE PATENT HAS BEEN ANNULLED BY A DECISION OF A NATIONAL AUTHORITY

Effective date: 19950802

Ref country code: BE

Effective date: 19950802

REF Corresponds to:

Ref document number: 125903

Country of ref document: AT

Date of ref document: 19950815

Kind code of ref document: T

REF Corresponds to:

Ref document number: 59106154

Country of ref document: DE

Date of ref document: 19950907

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: AT

Effective date: 19951018

ITF It: translation for a ep patent filed

Owner name: DE DOMINICIS & MAYER S.R.L.

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: LI

Effective date: 19951031

Ref country code: CH

Effective date: 19951031

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SE

Effective date: 19951102

ET Fr: translation filed
GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)

Effective date: 19951014

REG Reference to a national code

Ref country code: DK

Ref legal event code: T3

NLV1 Nl: lapsed or annulled due to failure to fulfill the requirements of art. 29p and 29m of the patents act
PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: PL

26N No opposition filed
PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DK

Payment date: 19970924

Year of fee payment: 7

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 19981018

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Payment date: 19990913

Year of fee payment: 9

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Payment date: 19990920

Year of fee payment: 9

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 19990927

Year of fee payment: 9

REG Reference to a national code

Ref country code: DK

Ref legal event code: EBP

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20001018

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

Effective date: 20001018

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20010629

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20010703

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES;WARNING: LAPSES OF ITALIAN PATENTS WITH EFFECTIVE DATE BEFORE 2007 MAY HAVE OCCURRED AT ANY TIME BEFORE 2007. THE CORRECT EFFECTIVE DATE MAY BE DIFFERENT FROM THE ONE RECORDED.

Effective date: 20051018