EP1020618A2 - Hochdruckturbine mit Doppelspiraleinlauf - Google Patents

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EP1020618A2
EP1020618A2 EP19990811184 EP99811184A EP1020618A2 EP 1020618 A2 EP1020618 A2 EP 1020618A2 EP 19990811184 EP19990811184 EP 19990811184 EP 99811184 A EP99811184 A EP 99811184A EP 1020618 A2 EP1020618 A2 EP 1020618A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
control wheel
wheel
pressure turbine
partition
reaction stage
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP19990811184
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Kurt C. Dr. Heiniger
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.)
General Electric Switzerland GmbH
Original Assignee
ABB Alstom Power Switzerland Ltd
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
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Withdrawn legal-status Critical Current

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    • 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
    • F01D1/10—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 having two or more stages subjected to working-fluid flow without essential intermediate pressure change, i.e. with velocity 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
    • F01D9/00—Stators
    • F01D9/02—Nozzles; Nozzle boxes; Stator blades; Guide conduits, e.g. individual nozzles

Definitions

  • the invention relates to an axially flowed high pressure steam turbine with a Double spiral inlet consisting of two spiral inflow lines, which Working equipment through ring openings lying concentrically to each other when fully loaded Guide over 360 ° to a control wheel.
  • the invention relates in particular a design of the control wheel for the purpose of improved Power control of the steam turbine.
  • the power control of steam turbines takes place traditionally by throttle control of the live steam pressures, also known as sliding pressure control, or by nozzle group control, in which a constant pressure level is partially applied by means of control valves and individually switchable or throttled sectors of a nozzle ring.
  • the axial speed is increased by the nozzle groups, which means that the large step gradient from the blading is processed relatively well.
  • the disadvantage of nozzle group control is that the Mach numbers increase very sharply during partial load operation and a negative degree of reaction can result.
  • vibrations can be excited which are caused by the partial loading in the reaction stage.
  • Another known type of power control is carried out by using a double spiral inlet, as described for example in EP 0 491 134.
  • a single-flow, axially flowed high-pressure steam turbine is described, the steam inflow line of which has two spiral casings of different sizes through which steam mass flows of different sizes are conducted.
  • the spiral housings are used, among other things, to generate the inflow swirl required for the subsequent impeller in the steam flows.
  • the two steam flows which are passed through this housing are of different masses and can be switched off and / or throttled separately.
  • the spiral inlets have an annular opening at their ends through which the working fluid is directed to a control wheel that works according to the constant pressure principle.
  • the ring openings are arranged concentrically to each other and guide their steam flows to the control wheel at different radial heights. They extend over 360 ° so that the control wheel is fully loaded.
  • a partial load is operated by opening, closing or throttling the individual spiral inlets of different sizes.
  • the range of the power control of the turbine is limited here, however, because in partial load operation the cross section of the steam flow after the spiral orifices or ring openings and before the control stage is expanded and the axial speed of the steam flow is reduced.
  • the cross-sectional expansion leads to a restriction of the control range of partial loads.
  • a high-pressure turbine with a double spiral inlet according to the preamble of claim 1, in which the control wheel is arranged immediately after the ring openings of the spiral inlet and is divided radially into two parts.
  • the steam flow from the radially inner spiral inlet flows via the ring openings, which are radially closer to the rotor, directly onto the radially inner part of the control wheel; the steam flow from the radially outer spiral inlet flows directly through the radially outer ring openings onto the radially outer part of the control wheel.
  • the arrangement of the control wheel immediately after the ring openings results in no mixing of the two steam flows in front of the control stage and no change in the cross section and the axial speeds.
  • the steam flows from the individual spiral inlets are directly assigned to the two radial parts of the control wheel.
  • various partial loads can be operated in a targeted manner according to the mass flows and velocities of the steam flows in the individual spiral inlets and the setting of certain control points by opening, closing or throttling the spiral inlets.
  • the control range of the turbine is significantly expanded.
  • the invention avoids "blurring" of several control points, as occurs in the prior art due to the cross-sectional expansion and the radial mixing of the steam flows from the spiral inlets before the control stage.
  • a wheel chamber is arranged after the control stage and before the first reaction stage.
  • the mixing chamber essentially serves for the radial mixing of the individual steam streams before they hit the reaction stage.
  • control wheel which is divided radially according to the invention, is arranged on an increased radius, the adjoining wheel chamber extending over a radial area before the reaction blading.
  • a steam flow has an increased peripheral speed, as a result of which a greater enthalpy and pressure gradient or temperature gradient is achieved.
  • control wheel according to the invention is arranged at the radial height of the reaction blading, the subsequent wheel chamber being annular. This arrangement has the advantage over the first that it can be implemented more cost-effectively.
  • the advantages of the invention lie in the widening of the control range of partial loads of the turbine by avoiding "blurring" of the control points. Furthermore, full exposure to the control stage prevents vibrations that can be excited when partially applied. Due to the radial division, the control wheel is subjected to less mechanical stress. This enables mechanical assembly of the control wheel. Compared to the current version as a welded construction, the paddle wheel being produced from a full disk by erosion, it can be implemented more cost-effectively and with less effort.
  • the high-pressure turbine according to the invention has the advantage partial load control without nozzle groups.
  • Figure 1 shows the first embodiment of a high-pressure steam turbine according to the invention. It has a double-spiral inlet housing 2 with a large spiral 3 and a small spiral 4, through which a first steam inflow 3 ′ or a second steam inflow 4 ′ flow.
  • the two spirals 3, 4 are delimited from one another by a housing partition 5, at the end of which there are ring openings 6, which are arranged concentrically to one another and extend over 360 °.
  • the ring openings are here at an increased radius in comparison to the stator 12 of the first reaction stage.
  • the control wheel 7 is arranged on the same radius as the ring openings and immediately after the end of the partition 5. It has a rotating partition 10 which divides it into two radially offset parts 8 and 9.
  • control wheel 7 and the co-rotating partition 10 are arranged as close as possible to the partition 5, so that the steam inflow 3 'strikes the part 8 on a smaller radius and the steam inflow 4' strikes the part 9 on a larger radius.
  • a clear assignment is thus achieved between the inflows and the individual control wheel parts.
  • the control wheel is followed by a radially extending wheel or mixing chamber 11, in which the steam flows mix radially before they meet the stator wheel 12 of the first reaction stage.
  • Figure 2 shows a second embodiment of the invention.
  • FIG. 3a shows a variant which has a lip 13 on the side facing the inlet housing 2.
  • the partition 5 of the inflow lines partially protrudes beyond this lip 13.
  • FIG. 3b shows a simpler variant, in which the partition 10 has a straight termination which is as close as possible to the housing partition 5 without touching it.
  • the first, smaller inflow line 4 is completely closed and the second, larger line 3 is completely open, whereby, for example, 85% load can be achieved.
  • the first line is fully opened and the second fully closed, which means that approx. 60% of the load can be achieved.
  • loads can be achieved between the points mentioned.
  • the spiral inlet with a larger cross section is arranged on a smaller radius, and that with a smaller cross section on a larger radius.
  • the spiral inlets are interchanged in their radial position, that is to say those with a larger cross section are arranged on a small radius, and those with a smaller cross section are arranged on a large radius.

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Abstract

Eine Hochdruckdampfturbine weist in einem Einlassgehäuse (1) einen Doppelspiraleinlauf mit zwei Zuströmleitungen (3, 4) auf, die durch eine Gehäusetrennwand (5) voneinander abgegrenzt sind. Diese münden in Ringöffnungen (6), die konzentrisch zueinander liegen und sich über 360° erstrecken. Direkt nach dem Ende der Gehäusetrennwand (5) ist ein Regelrad (7) angeordnet, das radial in einen äusseren Teil (9) und einen inneren Teil (8) geteilt ist. Dadurch strömt der Dampfstrom (3') aus der Zuströmleitung (3) auf den Teil (8) und der Dampfstrom (4') aus der Zuströmleitung (4) auf den Teil (9) des Regelrads (7). Vor dem Regelrad entstehen keine Kreuz- oder Leckageströmungen oder Querschnittserweiterungen der Dampfströme. Nach dem geteilten Regelrad (7) ist ferner eine Mischkammer (11) angeordnet. Die Erfindung erbringt den Vorteil eines erweiterten Regelbereichs von Teillasten der Turbine. <IMAGE>

Description

Technisches Gebiet
Die Erfindung betrifft eine axial durchströmte Hochdruckdampfturbine mit einem Doppelspiraleinlauf bestehend aus zwei spiralförmigen Zuströmleitungen, die das Arbeitsmittel über konzentrisch zueinander liegende Ringöffnungen in Vollbeaufschlagung über 360° auf ein Regelrad leiten. Die Erfindung betrifft insbesondere eine Konstruktion des Regelrads zwecks einer verbesserten Leistungsregelung der Dampfturbine.
Stand der Technik
Die Leistungsregelung von Dampfturbinen erfolgt klassisch durch Drosselregelung der Frischdampfdrücke, auch als Gleitdruckregelung bekannt, oder durch Düsengruppenregelung, bei der mittels Regelventilen und einzeln abschaltbaren oder drosselbaren Sektoren eines Düsenkranzes eine Gleichdruckstufe teilbeaufschlagt wird. Durch die Düsengruppen wird die Axialgeschwindigkeit erhöht, wodurch das grosse Stufengefälle von der Beschaufelung relativ gut verarbeitet wird. Nachteil bei der Düsengruppenregelung ist jedoch, dass beim Teillastbetrieb die Machzahlen sehr stark ansteigen und sich ein negativer Reaktionsgrad ergeben kann. Ferner können Schwingungen angeregt werden, die durch die Teilbeaufschlagung in der Reaktionsstufe bedingt sind.
Eine weitere bekannte Art der Leistungsregelung erfolgt durch die Verwendung eines Doppelspiraleinlaufs wie zum Beispiel in der EP 0 491 134 beschrieben.
Hier ist eine einflutige, axial durchströmte Hochdruckdampfturbine beschrieben, deren Dampfzuströmleitung zwei verschieden grosse Spiralgehäuse aufweist, durch die verschieden grosse Dampfmassenströme geleitet werden. Die Spiralgehäuse dienen unter anderem dazu, in den Dampfströmen den für das nachfolgende Laufrad benötigten Zuströmdrall zu erzeugen.
Die zwei Dampfströme, welche durch diese Gehäuse geleitet werden, sind unterschiedlicher Masse und getrennt abschaltbar und/oder drosselbar. Die Spiraleinläufe weisen an ihren Enden eine Ringöffnung auf, durch die das Arbeitsmittel auf ein nach dem Gleichdruckprinzip arbeitendes Regelrad geleitet wird. Die Ringöffnungen sind konzentrisch zueinander angeordnet und leiten ihre Dampfströme auf verschiedenen radialen Höhen auf das Regelrad. Sie erstrecken sich über 360°, sodass das Regelrad voll beaufschlagt wird. Eine Teillast wird dabei durch Öffnen, Schliessen oder Drosseln der einzelnen, unterschiedlich grossen Spiraleinläufe betrieben. Der Bereich der Leistungsregelung der Turbine ist hier jedoch begrenzt, weil im Teillastbetrieb der Querschnitt des Dampfstroms nach den Spiralmündungen oder Ringöffnungen und vor der Regelstufe erweitert und die Axialgeschwindigkeit des Dampfstroms vermindert wird. Da im Teillastbetrieb jedoch eine hohe Axialgeschwindigkeit für die Verarbeitung von grossen Stufengefällen in der Reaktionsstufe notwendig ist, führt die Querschnittserweiterung zu einer Einschränkung des Regelbereichs von Teillasten.
Darstellung der Erfindung
Angesichts des erwähnten Standes der Technik ist es die Aufgabe der Erfindung, eine Hochdruckdampfturbine mit einem Doppelspiraleinlauf der eingangs beschriebenen Art zu schaffen, die über einen erweiterten Regelbereich des Teillastbetriebs verfügt.
Diese Aufgabe wird durch eine Hochdrucktrubine mit Doppelspiraleinlauf gemäss des Oberbegriffs des Anspruchs 1 gelöst, bei der das Regelrad unmittelbar nach den Ringöffnungen des Spiraleinlaufs angeordnet und radial in zwei Teile geteilt ist.
Der Dampfstrom aus dem radial inneren Spiraleinlauf strömt über die Ringöffnungen, die radial dem Rotor näher liegen, unmittelbar auf den radial innen liegenden Teil des Regelrads; der Dampfstrom aus dem radial äusseren Spiraleinlauf strömt über die radial weiter aussen liegenden Ringöffnungen unmittelbar auf den radial aussen liegenden Teil des Regelrades. Durch die Anordnung des Regelrads unmittelbar nach den Ringöffnungen ergibt sich keine Vermischung der beiden Dampfströme vor der Regelstufe und keine Veränderung des Querschnitts und der Axialgeschwindigkeiten. Vielmehr erfolgt eine direkte Zuordnung der Dampfströme aus den einzelnen Spiraleinläufen auf die zwei Radialteile des Regelrads. Auf diese Art können verschiedene Teillasten gemäss den Massenströmen und Geschwindigkeiten der Dampfströme in den einzelnen Spiraleinläufen und der Einstellung von bestimmten Regelungspunkten durch Öffnung, Schliessung oder Drosselung der Spiraleinläufe gezielt betrieben werden. Insbesondere ist dadurch der Regelbereich der Turbine wesentlich erweitert. Eine "Verwischung" von mehreren Regelpunkten, wie sie im Stand der Technik aufgrund der Querschnittserweiterung und der radialen Vermischung der Dampfströme aus den Spiraleinläufen vor der Regelstufe entsteht, wird durch die Erfindung vermieden.
Erfindungsgemäss ist nach der Regelstufe und vor der ersten Reaktionsstufe, eine Radkammer angeordnet. Die Mischkammer dient im wesentlichen der radialen Vermischung der einzelnen Dampfströme bevor sie auf die Reaktionsstufe treffen. Ferner dient sie dem Abbau von Sekundärströmungen, die bei der radialen Teilung des Regelrads entstehen können. Dadurch wird auch das Geschwindigkeitsprofil im Eintritt zu der folgenden an der Reaktionsstufe verbessert.
In einer ersten Ausführung ist das erfindungsgemäss radial geteilte Regelrad auf erhöhtem Radius angeordnet, wobei die anschliessende Radkammer vor der Reaktionsbeschaufelung sich über einen radialen Bereich erstreckt. In dieser Anordnung besitzt ein Dampfstrom eine erhöhte Umfangsgeschwindigkeit, wodurch ein grösseres Enthalpie- und Druckgefälle bzw. Temperaturgefälle erzielt wird.
In einer zweiten Ausführung ist das erfindungsgemässe Regelrad auf radialer Höhe der Reaktionsbeschaufelung angeordnet, wobei die darauffolgende Radkammer annular ausgebildet ist. Diese Anordnung hat den Vorteil über der ersten, dass sie kostengünstiger realisiert werden kann.
Die Vorteile der Erfindung liegen, wie erwähnt, in der Erweiterung des Regelbereichs von Teillasten der Turbine, indem eine "Verwischung" der Regelpunkte vermieden wird. Ferner werden durch die Vollbeaufschlagung der Regelstufe Schwingungen, die bei Teilbeaufschlagung angeregt werden können, vermieden.
Durch die radiale Teilung wird das Regelrad mechanisch weniger beansprucht. Es ist dadurch eine mechanische Montage des Regelrads ermöglicht. Diese ist im Vergleich zur aktuellen Ausführung als Schweisskonstruktion, wobei das Schaufelrad aus einer vollen Scheibe durch Erosion gefertigt wird, kostengünstiger und mit weniger Aufwand realisierbar.
Schliesslich verfügt die erfindungsgemässe Hochdruckturbine über den Vorteil einer Teillastregelung ohne Düsengruppen.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Es zeigen:
  • Figur 1: Eine Hochdruckdampfturbine mit Doppelspiraleinlauf mit direkt anschliessendem radial geteiltem Regelrad auf erhöhtem Radius und mit anschliessender Mischkammer,
  • Figur 2: Eine Hochdruckdampfturbine mit Doppelspiraleinlauf mit direkt anschliessendem radial geteiltem Regelrad auf Radius der
    • Reaktionsbeschaufelung und mit anschliessender, annularer Mischkammer, Figur 3a und 3b: Ein Detail des erfindungsgemäss radial geteilten Regelrads mit mitrotierender Trennwand im Anschluss an die Ringöffnungen.
    Wege der Ausführung der Erfindung
    Figur 1 zeigt die erste Ausführung einer erfindungsgemässen Hochdruckdampfturbine. Sie weist ein doppelspiraliges Einlassgehäuse 2 auf mit einer grossen Spirale 3 und einer kleinen Spirale 4, durch die ein erster Dampfzustrom 3' bzw. ein zweiter Dampfzustrom 4' strömen. Die beiden Spiralen 3, 4 sind durch eine Gehäusetrennwand 5 voneinander abgegrenzt, an deren Ende sich Ringöffnungen 6 befinden, die konzentrisch zueinander angeordnet sind und sich über 360° erstrecken. Die Ringöffnungen befinden sich hier im Vergleich zum Leitrad 12 der ersten Reaktionsstufe auf erhöhtem Radius. Das Regelrad 7 ist auf gleichem Radius wie die Ringöffnungen und unmittelbar anschliessend dem Ende der Trennwand 5 angeordnet. Es weist eine mitrotierende Trennwand 10 auf, die es in zwei radial versetzte Teile 8 und 9 teilt. Das Regelrad 7 und die mitrotierende Trennwand 10 sind so nah wie möglich der Trennwand 5 angeordnet, so dass der Dampfzustrom 3' auf den Teil 8 auf kleinerem Radius und der Dampfzustrom 4' auf den Teil 9 auf grösserem Radius trifft. Es wird also eine eindeutige Zuordnung erzielt zwischen den Zuströmen und den einzelnen Regelradteilen. Es entsteht insbesondere keine Querschnittserweiterung und keine Vermischung der beiden Zuströme bevor sie auf das Regelrad treffen. Dem Regelrad folgt eine radial sich erstreckende Rad- oder Mischkammer 11, in der die Dampfströme sich radial vermischen bevor sie auf das Leitrad 12 der ersten Reaktionsstufe treffen.
    Figur 2 zeigt eine zweite Ausführung der Erfindung. Hier liegen die Ringöffnungen 6 der beiden Zuströmleitungen sowie das darauffolgende Regelrad 7 auf Höhe des Rotors 1 und des Leitrads 12 der ersten Reaktionsstufe. Das Regelrad 7 ist wiederum direkt anschliessend der Trennwand 5 angeordnet, sodass die Zuordnung zwischen Zuströmungen 3' und 4' und dem Regelradteilen 8 und 9 eindeutig ist. Die darauffolgende Mischstrecke 11 erstreckt sich hier axial auf Höhe des Leitrads 12.
    Die radiale Teilung des Regelrades ist durch eine mitrotierende Trennwand 10 realisiert und im Detail in Figur 3 gezeigt. Figur 3a zeigt eine Variante, die auf der dem Einlassgehäuse 2 zugewandten Seite eine Lippe 13 aufweist. Die Trennwand 5 der Zuströmleitungen ragt teilweise über diese Lippe 13 hinweg. Sie dient der Minimierung von Kreuzströmungen oder Leckageströmungen aus der Zuströmleitung 3 auf den Regelradteil 9 sowie einer Strömung aus der Zuströmleitung 4 auf den Regelradteil 8. Anstelle der Lippe sind hier auch komplexere Dichtungsformen, wie zum Beispiel Labyrinthdichtungen, nötig.
    In Figur 3b ist eine einfachere Variante gezeigt, bei der die Trennwand 10 einen geraden Abschluss aufweist, der so nah wie möglich an der Gehäusetrennwand 5 liegt ohne diese zu berühren.
    Mit der erfindungsgemässen Hochdruckturbine mit Vollbeaufschlagung lassen sich beispielsweise drei verschiedene Ventilpunkte ohne Drosselung betreiben: Beim ersten Ventilpunkt sind beide Zuströmleitungen 3 und 4 voll offen, wodurch 100% Last erzielt wird. Beim zweiten ist die erste, kleinere Zuströmleitung 4 vollständig geschlossen und die zweite, grössere Leitung 3 vollständig offen, wodurch beispielsweise 85% Last erzielt werden kann. Beim dritten Punkt wird die erste Leitung voll geöffnet und die zweite voll geschlossen, wodurch ca. 60% der Last erzielt werden kann. Bei teilweiser Drosselung der einen, anderen oder beider Zuströmleitungen können Lasten zwischen den erwähnten Punkten erzielt werden.
    In der gezeigten Variante ist der Spiraleinlauf mit grösserem Querschnitt auf kleinerem Radius, und jener mit kleinerem Querschnitt auf grösserem Radius angeordnet. In einer weiteren Variante sind die Spiraleinläufe in ihrer radialen Position vertauscht, also jener mit grösserem Querschnitt auf kleinem Radius, und jener mit kleinerem Querschnitt auf grossem Radius angeordnet.
    Bezugszeichenliste
    1
    Rotor
    2
    Einlassgehäuse
    3
    Grosse Spirale
    3'
    erster Dampfstrom
    4
    Kleine Spirale
    4'
    zweiter Dampfstrom
    5
    Gehäusetrennwand
    6
    Ringöffnungen
    7
    Regelrad
    8
    erster Radialteil des Regelrads
    9
    zweiter Radialteil des Regelrads
    10
    Mitrotierende Trennwand
    11
    Radkammer/Mischkammer
    12
    Leitrad der ersten Turbinenstufe/ Reaktionsstufe
    13
    Lippe
    20
    Ausgleichkolben für Schubausgleich

    Claims (5)

    1. Axial durchströmte Hochdruckturbine mit einem Regelrad (7), einer ersten Reaktionsstufe mit einem Leitrad (12) und einem Laufrad, sowie mit einem Einlassgehäuse (1) mit einem Doppelspiraleinlauf, der eine erste Zuströmleitung (3) und eine zweite Zuströmleitung (4) aufweist, zwischen denen zwecks Abgrenzung eine Gehäusetrennwand (5) angeordnet ist, und die je in konzentrisch zueinander angeordnete Ringöffnungen (6) münden, die sich über 360° erstrecken
      dadurch gekennzeichnet, dass
      das Regelrad (7) in Strömungsrichtung direkt nach dem Ende der Gehäusetrennwand (5) und bezüglich dieser Gehäusetrennwand (5) berührungsfrei angeordnet ist und das Regelrad (7) radial in einen ersten auf kleinem Radius liegenden Radialteil (8) und einen zweiten auf grossem Radius liegenden Radialteil (9) geteilt ist und der Arbeitsmittelstrom (3') aus der ersten Zuströmleitung (3) auf den ersten Teil (8) des Regelrads (7) strömt und der Arbeitsmittelstrom (4') aus der zweiten Zuströmleitung (4) auf den zweiten Teil (9) des Regelrads (7) strömt.
    2. Hochdruckturbine nach Anspruch 1
      dadurch gekennzeichnet, dass
      das radial geteilte Regelrad (7) im Vergleich zum Leitrad (12) der ersten Reaktionsstufe auf grösserem Radius angeordnet ist und in Strömungsrichtung dem Regelrad (7) nachfolgend eine Mischkammer (11) angeordnet ist, die sich radial zum Leitrad (12) der ersten Reaktionsstufe erstreckt.
    3. Hochdruckturbine nach Anspruch 1
      dadurch gekennzeichnet, dass
      das radial geteilte Regelrad (7) im Vergleich zum Leitrad (12) der ersten Reaktionsstufe auf gleichem Radius angeordnet ist und in Strömungsrichtung nach dem Regelrad (7) eine Mischkammer (11) angeordnet ist, die sich axial zum Leitrad (12) der ersten Reaktionsstufe erstreckt.
    4. Hochdruckturbine nach einem der Ansprüche 1 bis 3
      dadurch gekennzeichnet, dass
      das radial geteilte Regelrad (7) eine mitrotierende Trennwand (10) aufweist, die bezüglich der Gehäusetrennwand (5) berührungsfrei angeordnet ist.
    5. Hochdruckturbine nach Anspruch 4
      dadurch gekennzeichnet, dass
      die mitrotierende Trennwand (10) eine vorstehende Lippe (13) aufweist, die sich unter oder über das Ende der Gehäusetrennwand (5) zwischen den Zuströmleitungen (3, 4) erstreckt, wobei sie bezüglich der Gehäusetrennwand (5) berührungsfrei angeordnet ist.
    EP19990811184 1999-01-16 1999-12-21 Hochdruckturbine mit Doppelspiraleinlauf Withdrawn EP1020618A2 (de)

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    Application Number Priority Date Filing Date Title
    DE19901564 1999-01-16
    DE1999101564 DE19901564A1 (de) 1999-01-16 1999-01-16 Hochdruckturbine mit Doppelspiraleinlauf

    Publications (1)

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    EP1020618A2 true EP1020618A2 (de) 2000-07-19

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    ID=7894483

    Family Applications (1)

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    EP19990811184 Withdrawn EP1020618A2 (de) 1999-01-16 1999-12-21 Hochdruckturbine mit Doppelspiraleinlauf

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    DE (1) DE19901564A1 (de)

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    DE19901564A1 (de) 2000-07-20

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