JPS6193234A - 圧力交換器として働く圧力波発生機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は、圧力交換器として働く圧力波発生機であって
、ロータケージ、５−タケーシンダ内に取付けられた少
なくとも１つの隔室ロータ、圧力交換器燃焼室及び、ロ
ータケーシングの両方の端面にフランジ結合されこの端
面を閉鎖する制御ケーシングを備えており、制御ケーシ
ングがロータケーシングの端面に向いた側にそれぞれ少
な（とも１つの高圧駆動ガス通路及び１つの低圧空気通
路若しくは１つの低圧駆動ガス通路及び１つの高圧空気
通路を有しており、圧力交換器燃焼室が高圧、駆動ガス
を発生させるために役立ちかつ高圧駆動ガス通路並びに
高圧空気通路に接続しており、高圧空気通路から圧力交
換器燃焼室に対して規定された燃料の燃焼のために高圧
空気の一部分が圧力交換器燃焼室内へ分岐するようにな
っている形式のものに関する。

従来技術 圧力波発生機は圧力交換器若しくは圧力コンバータとし
て作動する。圧力コンバータは今日、主として内燃機関
用の圧力波過給機として使用されている。圧力コンバー
タにおいては、圧縮される空気の量ＱＬは廃ガス量ＱＡ
と同じ大きさであり、この場合空気は後圧縮によって過
給機の前の廃ガス圧力Ｐ２よりも高い圧力Ｐ３にもたら
される。

これに対して圧力交換器においては、常温の空気の量Ｑ
Ｌは出発圧力Ｐ１から圧力交換器への流入口の前の熱廃
ガスの圧力Ｐ２に最終圧力としてもたらされる。同じ時
間に熱廃ガスの量ＱＡは出発圧力Ｐ２から最終圧力Ｐ１
に弛緩される。従って、もっばら圧力交換が行われ、廃
ガス圧力Ｐ２を越えた空気の圧縮は行われな（・０ガス
タービンにおいて圧力交換器を使用する場合に駆動ガス
と呼ばれる熱廃ガスの、圧力コン・ぐ−夕のように圧力
Ｐ３への付加的な圧縮のために要求されないエントロピ
割合は、圧力交換器で駆動ガス量ＱＡに相応する空気量
を越える付加的な空気量を供給するために活用される。

ｐｌ、ｐ２．Ｐ３の使用されたインデクスは廃ガス及び
空気の圧力レベルを示している。

圧カコンノζ−夕及び圧力交換器において空気及び廃ガ
スの低圧力側に対してインデクス１が付けられる。イン
デクス２は圧力交換器において廃ガス並びに空気の高圧
側に対して付けられ、圧力コンバータにおいては高圧ガ
スに対してインデクス２が付けられるが、高圧空気に対
してはインデクス３が付けられ、これは後圧縮に基づき
圧力がＰ３＞Ｐ２．であることを表わしている。

当該圧力の発生する場所を規定するために、符号Ｐ１及
びＰ２には別のインデクスＶ及びＮが付けられ、この場
合■は圧力波発生機の”前″をかつＮは圧力波発生機“
後”を表わしている。圧力コンバータにおいて生じる最
大の圧力Ｐ３にとっては付加的なインデクスは不必要で
ある。それというのは、圧力Ｐ３は単独に生じかつ明白
に規定されているからである。

別のイ／デクス■及びＮは従ってそれぞ札両方の媒体空
気及びガスの流入若しくは流出側を示している。これに
応じて、Ｐ１Ｖは圧力波発生機内に吸込まれる空気（低
圧空気）の圧力であり、Ｆ’１Ｎは流出側の弛緩された
廃ガス（低圧ガス）の圧力であり、Ｐ２Ｖは圧力波発生
機の前の廃ガス圧力（高圧ガス）であり、Ｐ２Ｎは圧力
波発生機の後の空気圧力（高圧空気）である。圧力変換
機、においてＰ２Ｎの箇所に過給圧力Ｐ３が生じる。圧
力交換器においては圧力変換機と同じようにＰ炎Ｐ １Ｖ　　　１Ｎが適用され、圧力交換器においてはＰ２
Ｖ＝Ｐ２Ｎも適用されるのに対して、圧力変換機におい
てはＰ２Ｖ＜Ｐ３が適用されるので、インデクス■及び
Ｎを省略し、Ｐ２Ｎの代りに記号Ｐ３を用いると両方の
構造形式の圧力波機械は圧力と空気若しくは廃ガス量と
の比によって次のように特徴づけられる： 圧力変換機　　　　　圧力交換器 ＱＡ　　　＝　　　ＱＬ　　　　　　　ＱＡ　　　＜　
　　ＱＬ圧力変換機においてＰ　３／Ｐ　２の商は効率
の尺度であり、圧力交換器においては効率の尺度はＱＬ
／ＱＡの商である。圧力交換器は等圧・圧力波発生機で
あって、圧力波過給機としては考慮されな℃・。それと
℃・うのは、圧力交換器は過剰圧縮空気を供給するから
である。このような特性は圧力交換器をガスタービンの
高圧圧縮機としての使用に適したものにしている。圧力
交換器はガスタービンの慣用のコンプレッサと同じく通
常所定の回転数及び負荷で作動するので、圧力波プロセ
スが正確に運転状態に規定される。この場合、空気ケー
シング及びガスケーシングの周知のポケットで捕集しな
ければならないような漂遊する波は生じない。ロータの
隔室内の排気区域及び過給区域は実質的に申しぶんなく
構成される。それというのは廃ガス開放縁部から空気開
放縁部への膨張波と廃ガス閉鎖縁部がら空気閉鎖縁部へ
の圧縮波しか生じないからである。

発明が解決しようとする問題点 本発明の課題は、等圧過給のためのサイクルを備えた圧
力波発生機を改善し、圧力波発生機が慣用のアキシャル
若しくはラジアル圧縮機の代りに特にスタティックなガ
スタービンの高圧圧縮機部分として適しており、制御縁
部、制御通路及び隔室ロータの幾何学的な規定部材が所
定のスタティックな負荷状態に適合させら°れるように
することである。

問題点を解決するための手段 前記課題を解決するために本発明の手段では、低圧空気
通路の閉鎖縁部が隔室ロータの回転方向で見て低圧駆動
ガス通路の閉鎖縁部の前に位置しており、ケーシング幾
何学形状にとって式　Ａ−０＞８が用いられ、記号Ａが
低圧駆動ガス通路の開放縁部と低圧駆動ガス通路の閉鎖
縁部との間の間隔、すなわち低圧駆動ガス通路の長さを
、記号りが低圧駆動ガス通路の開放縁部と低圧空気通路
の開放縁部との間の間隔を、記号Ｂが低圧空気通路の長
さを表わしており、低圧駆動ガス通路の開放縁部が隔室
ロータの周速度の方向で見て低圧空気通路の開放縁部の
前に位置しており、長さＡ、Ｂ及びＤが隔室の半分の高
さによって規定された円筒断面で測定されたものである
。

発明の効果 本発明に基づく圧力波発生機はガスタービンの圧縮機部
分として使用され、制御縁部。

制御通路及び隔室ロータの幾何学的な規定部材を負荷状
態に簡単に合わせることができ、流動損失及び熱損失が
小さくなり、高い効率が得られる。

有利な実施態様では燃焼室が圧力波発生機の高圧段の内
側に同軸的に配置されており、これにより空気通路及び
ガス通路が短くなる。

実施例 第１図に概略的に示したがスタービン装置においては、
低圧圧縮機１が予備圧縮した空気を低圧空気導管１を介
して圧力交換器（等圧・圧力波発生機）３内へ供給する
。機械的な駆動に付随した損失を避けるために、圧力交
換器のロータ隔室がロータ軸に対して傾斜する隔室壁若
しくは特別な羽根を備えており、駆動が直接にガス流の
転向によって行われる。

低圧空気は符号１Ｖで圧力交換器３内に流入し、符号２
Ｖで流入する部分ガスの圧力に圧縮され、符号２Ｎで流
出する。前で述べたように、圧力交換器は、エネルギを
放ち符号■２の箇所から高圧で流出する駆動ガス量より
も大きな空気量を供給する。すなわち、圧力交換器は、
符号２Ｎから流出する空気量を流入口１Ｖの圧力Ｐ１か
ら符号２Ｎの駆動ガス圧力Ｐ２に圧縮する駆動ガス量を
生ぜしめるために必要な量よりも多くの空気を圧縮する
。これは、駆動ガス量若しくは、空気量を示す符号ＱＡ
及びＱＬ、駆動ガスを生ぜしめるための空気量を示す符
号Ｑビ並びに自由に与えられる空気量を示す符号ＱＬ“
を用いてＱＡ＜ＱＬ＝ＱＬ’＋ＱＬ“によって表わされ
る。両方の部分空気量Ｑビ及びＱＬ“は第１図に適当な
矢印によって示しである。

空気ｆｔ　Ｑ　Ｌ’は、圧力交換器の燃焼室４内に達し
、圧力交換器燃焼室内において燃料がコンスタントな高
し・温度で燃焼される。従って、燃焼室生及び圧力交換
器３はコンスタントな運転条件及び高い、駆動ガス温度
で稼動される。

駆動ガス量ＱＡは圧力交換器３内で符号２Ｖの箇所の流
入圧力Ｐ２から符号１Ｎの箇所の流出圧力Ｐ１に弛緩さ
れ、次いで低圧駆動ガス導管５を通って２段式のガスタ
ービン６の低圧段δ内に達し、そこで高圧段７から到来
する部分弛緩された高圧駆動ガスに混合される。高圧駆
動ガスはタービン燃焼室９内の部分空気量ＱＬ“と燃料
との燃焼によって形成され、高圧段７に導かれる。

ガスタービン装置における空気圧縮機としての圧力交換
器の利点は、第１に圧力交換器自体冷却されることにあ
る。それはロータ隔室が熱い駆動ガスと温度の比較的低
い（常温）の空気によって交互に流過されるからである
。この場合、隔室壁は、駆動ガスの温度よりもはるかに
低い中間の温度までしか加熱されない。従って１．駆動
ガス温度は圧力交換器のロータに用いられる材料の許容
の限界温度よりも著しく高くてよ℃・。ロータに耐高熱
性の材料を用いた場合には、圧力交換器の燃焼室手内の
燃料を正規組成的な燃料・空気−比で最適な効率を伴っ
て燃焼させることができる。

タービン燃焼室９に導入される比較的わずかな燃料分が
連続的に高温負荷されるタービン羽根の材料に対する許
容の限界温度を考慮して通常の多量の過剰空気で燃焼さ
せられるだけでよい。

ガスタービンの第１図に示す実施例においては、ガスタ
ービン６はアイドリング出力を意図する場合もっばら低
圧圧縮機１及びジェネレータを駆動する。従って、圧力
交換器から到来する駆動ガスＱＡに対しタービン燃焼室
９内の過正規組成的な燃焼によって避けられない悪い効
率は、もっばらガスタービンの１つの過程部分に属する
。この過程部分は、タービンの全所要空気量の圧縮を有
利には多段式の圧力交換器によって行うと、あらかじめ
決められたジェネレータ出力にとってさら、に縮小され
る。この場合には効率の点で不都合なタービン過程がも
っばらノエネレ、−タ駆動及びタービン駆動のために必
要な出力に属する。なぜなる低圧圧縮機も停止している
からである。

多段式の圧力交換器の実施例が第２図、第３図及び第４
図に概略的に示しである。この場合、圧力交換器は４段
式のものであって、各段間の圧力比はほぼ１：２であり
、全圧ガ比はほぼ１：１６である。おおよそ断熱圧縮に
相当する段によって、強い衝撃波及びこれに関連した強
いエントロピ増大が避けられる。

個々のロータの長さ及び隔室幅は中間の半径に比例しか
つ回転数は理想的にはロータの中間の半径に対して逆比
例する。

この実施例においては１００ＭＷの電気比。

力にとって最も外側のロータの半径はほぼ１５ｍであり
、その回転数はほぼ３０Ｏｒ、ｐ。

ｍである。構成体全体はちょうどポテンシャル渦流のよ
うに回転し、すなわち１つのロータから内側の次のロー
タへ転向される部分が実質的に回転パルスの変動を受け
ない。回転・Ｑルスの変動に伴う損失が著しく小さくな
る。

後で示すように、ロータ隔室内の媒体制限部は著しい勾
配で延びているので、両方のロータ一端面に隣接した両
方のケーシング部分内には極めて良好なほぼ６００の小
さな転向角度が得られる。従来の圧縮機に対して回転数
の低いことに基づき、遠心力も小さくなり、その結果製
作費用が比較的に安（なる。従来の圧縮機とは逆に、多
段式の圧力交換器においてはマツハ数の低いことに基づ
き流動損失も小さくなり、同じく漏れ損失が小さくなる
。

第２図では符号１０が多段式の圧力交換器の幾何学的な
回転軸線を示している。この回転軸線に対して同心的に
圧力交換器の燃焼室１１が配置されており、この燃焼室
は耐火性の絶縁壁１２によって絶縁壁を同軸的に取囲む
圧力交換器に対して断熱されている。燃焼室の底部は圧
力交換器の運動室１３によって形成されており、この運
動室１３を介して、圧力交換器の最終段から流れる空気
量Ｑ　Ｌ’が燃焼室１１内に流入する。圧力交換器の運
動完工３の中央のバーナ１４を介して燃料が空気ｆｔ　
Ｑ　Ｌ’に対する正規組成的な比で噴射され、燃焼が空
気量ＱＬを圧縮するための、駆動ガスを生ぜしめ、空気
量ＱＬの一部分の空気量ＱＬ′は圧力交換器の燃焼室１
１へかつ残りの部分の空気量ＱＬ“はタービン空気導管
１６及びタービン空気室１７を介してタービンの燃焼室
１５へ導かれる。タービンφ気室１７はタービンのター
ビン軸線に対して同軸的なバーナ１８によって貫通され
ている。出力をジェネレータ２０に与えろタービンエ９
の羽根に対する許容の駆動ガス温度に応じて、燃焼室１
５内の燃料は過正規組成的な空気量で燃焼される。ター
ビンの燃焼室はタービンケージ゛　ングの延長線上に設
けられており、これによってタービン装置は熱ガスケー
シングを備えた出力の同じ従来の構造形式に比べ小さく
、コン・ξクトで、簡単にかつ安価になる。本発明のタ
ービンは堅く連結された圧縮機を備えるガスタービンに
比べて燃料の比較的わずかな部分が過正規組成的に燃焼
されるにすぎないので、蒸気タービン装置の効率に匹敵
する効率を得られる。このようなタービンにおいては出
力はもはや圧縮機によって制限されない。

圧力交換器の燃焼室１１内で発生する駆動ガス（流動方
向は実線の矢印で示す）は、同軸的な牛つの隔室ロータ
２１，２２．２３及び２４内で空気吸込通路２５を介し
て出発圧力下で流入する空気を、絶縁壁１２を取囲む最
も内側の（空気の流動方向で見て最後の）隔室ロータ２
４の端部の駆動ガスの圧力に等しい圧力に圧縮する。燃
焼室１１から最も内側の隔室ロータ２４内へ、この隔室
ロータかう次ノ隔室ロータ２３へ、そのように最も外側
の隔室ロータ２１までの駆動ガスの転向は、両方の制御
ケーシング２６．３２の端面においてガスオーバフロー
通路２７，３５，２９゜３３内で行われ、すなわちガス
オーバフロー通路が順次に、隔室ロータの隔室内で弛緩
するガスによって内側から外側へ駆動ガス流出口接続部
３工まで通過される。隔室ロータ２１、〜２４の上側の
端面ばすべて１つの面内に位置しており、下側の端面ば
異なるロータ長さに基づき異なる面に位置しており、下
側の制御ケーシング３２は上側の制御ケーシング２６よ
りも複雑である。空気吸込通路２５を通って流入する空
気（空気の流動方向を破線の矢印で示す）は、隔室ロー
タ２１内で予備圧縮され、そこから第１の空気オーバフ
ロー通路３０を介して引き続く圧縮のために第２の隔室
ロータ２２内に達し、そこから第２の空気オーバフロー
通路３４を介して第３段としての隔室ロータ２３に、か
つ最後に第３の空気オーバフロー通路２８を介して最終
圧縮のために最も内側の隔室ロータ２４内に達する。駆
動ガスと空気との間の最終圧縮若しくは完全な圧力交換
は、隔室ロータ２４からの空気の流出口で達成され、そ
こで、最終圧力に圧縮された空気量ＱＬは燃焼室１１内
の駆動ガス発生を維持するための第１の部分空気量Ｑ　
Ｌ’と第２の部分空気量ＱＬ“とに分割され、第２の部
分空気量はタービン空気導管１６を通ってタービン空気
室１７に達し、タービンの燃焼室１５内でタービンのバ
ーナ１８かも供給される調節可能な燃料量の燃焼によっ
て高圧、駆動ガスを発生させ、高圧駆動ガスがガスター
ビンの高圧部分に導かれる。駆動ガス流出口接続部３１
から流過する部分弛緩された低圧駆動ガスは、駆動ガス
流出口接続部３１とタービンのら旋状流入部３９との間
の接続導管３８を介してガスタービンの低圧部分３７内
に達する。ら旋状流入部への移行区分はもっばら接続導
管３８によって示しである。

すでに部分弛緩された高圧、駆動ガスは低圧部分３７で
、部分弛緩された低圧駆動ガスと混合される。駆動ガス
はタービン１９内で作業出力を生せしめて、周囲空気圧
力若しくはほかの対抗圧力に弛緩され、廃ガス接続部４
０で流出する。

第３図及び第４図には第２図のＩＩＩ−Ｉ綴着しくは１
Ｖ−１Ｖ線に沿った断面が概略的に示しである。第３図
においては、上側の制御ケーシング２６のガスオーバフ
ロー通路の位ｆＴ？　カ一点鎖線で示しである。実線の
矢印が駆動ガスの流動方向をかつ破線の矢印が空気の流
動方向を表わしている。上側の制御ケーシング２６と下
側の制御ケーシング３２に存在するオーバフロー通路の
開口断面は、図面を見やすくするために重ね合わせて合
致させて示しであるが、オーバフロー通路の大きさ及び
長さは実際は異なっている。

第４図において、圧力交換器の上側の制御ケーシング２
６の輪郭が第３図と逆の投影方向に基づき上下を引つ繰
り返して示しである。

第４図には第２図の断面に相応する切断線■−■が示し
である。第３図及び第４図は第２図を正確に垂直投影し
て示したものではな−・。

ここでも実線の矢印は駆動ガスを示し、破線の矢印は空
気を示している。

一点鎖線の円は隔室ロータに所属する周壁管２１ｍ、２
１ｎ、２２ｍ、２２ｎ、２３ｍ。

２３ｎ及びダス管２４ｍ、２４ｎを示している。さらに
、各隔室ロータのいくつかの隔室壁も一点鎖線で示して
あり、隔室ロータ２１の隔室壁が符号２１２で示しであ
る。

ベース、すなわち第２図の１Ｖ−１Ｖ線によって与えら
れた面のオーバフロー通路（２７〜３０）がＳ字状に曲
がった実線で示しである。

隔室ロータの矢印で示す流過方向で見て、オーバフロー
通路の始端部には当該内側の隔室ロータ内の部分弛緩さ
れるガスのための流出通路が設けられており、このオー
・ぐフロー通路の終端部には流入通路が設けられており
、この流入通路を通ってガスが隣接する外側の隔室ロー
タ内に流入し、そこで逆向きに隔室ロータを通って流過
する空気を圧縮するためにさらに弛緩（膨張）する。第
４図では図面を見やすくするために、隔室ロータ２３が
ら隔室ロータ２２への移行部及び隔室ロータ２、　２と
最も外側の隔室ロータ２１との間の移行部における流出
通路及び流入通路のみが符号４１．４２．若しくは４３
．４４で示してあ・る。

最も外側の隔室ロータ２１内でこの隔室ロータ内に空気
吸込通路２５を通って流入する空気を出発圧力から予備
圧縮したガスは、この隔室ロータを離れ出口通路４５を
通って流過し、そこから駆動ガス流出口接続部３１及び
第２図に示した接続導管３８を介してガスタービン１９
の低圧部分３７に流入する。

同じ形式で下側の制御ケーシング３２に、ガスと逆向き
に隔室ロータを流過する空気のための空気オーバフロー
通路３４及び対応する流出通路及び流入通路が配置され
ているが、空気オー・々フロー通路並びに流出通路及び
流人通路は互いに異なる面に位置しており、これに従っ
てすでに述べたように下側の制御ケーシングは複雑に成
形されている。最も内側の隔室ロータ２４内の空気は最
終的な圧縮を受け、そこで圧力交換器の燃焼室用の空気
量Ｑ　Ｌ’とタービン燃焼室用の空気量ＱＬ“とに分け
られる。

ここではロータの支承及び駆動の点にはふれな℃・。な
ぜなら設計者にとって支承及び駆動のための構成及び部
材は選択の問題であるからである。ガスタービンと圧力
交換器との間の相互のできるだけ自由な配置関係を得る
ために、有利には圧力交換器の燃焼室ｌｌ内に発生する
ガス自体を例えばロータ回転軸の方向に対して傾斜した
隔室壁に作用させることによってロータを固有に駆動す
ることが認められる。この場合、ロータケーシングの外
側でロータ軸に固定され、主空気流ＱＬから分かれた駆
動ガス負荷される羽根環、さらに電気式、液力式、及び
空気力式の駆動手段も考えられる。いずれの場合にも、
ベルトを用いた純粋に機械的な駆動の場合のように、各
ロータの回転数は互いに確実に、ガス流若しくは空気流
を隣接の次のロータ内へできるだけ衝撃なく連続的な容
積及び圧力変化で移行させるような状態にある。従って
、個々のロータは同じ空気流量若しくはガス流量を取り
入れる°。このような理想的な場合には、回転数は中間
のロータ半径に対して逆比例しており、個々のロータの
長さ及び隔室幅は中間のロータ半径に対して比例してい
る。

前に述べた発明の課題を解決する、すなわち等圧過給に
とって作業サイクルを可能にするために、空気側及びガ
ス側の流入及び流出通路の幾何学的な規定部分が、従来
の圧力交換器及び機関の過給にとって通常の圧力変換プ
ロセスにおいて発生しかつ有効な等圧プロセスを生せし
めることのできない不都合な現象を避けるように設計さ
れている。

さらに、従来の圧力交換器には必然的に発生する問題が
ある。圧力交換器においては、熱駆動ガス、すなわち大
気圧の空気よりもわずがな密度の媒体は膨張し、その際
密度の大きい常温の空気を圧縮する。この圧力交換はパ
ルス交換であり、この場合両方の媒体間の密度の差異が
適当な速度差によって、若しくはケーシングがら生ぜし
められる圧力によって補償されねばならない。なぜなら
、Ｐ１ＶχＰ１Ｎ及びＰ２Ｖ；Ｐ２Ｎ（この場合記号Ｐ
は圧力を示し、指数１Ｖは空気流入（低圧力）を、指数
１Ｎはガス流出（低圧力）を、指数２Ｖはガス流入（高
圧力）をかつ指数２Ｎは空気流出（高圧力）を表わす）
の圧力交換器においては速度も過給区域と排気区−城と
の端部でほぼ等しいからである：Ｕ　Ｉ　Ｖ＝Ｌｌ　Ｉ
　Ｎ及ＩＥＵ　２　ｖ＝ｕ　２　Ｎ０従って、従来の圧
力交換器においては空気のパルス変化と駆動ガスのパル
ス変化との密度に基づく差異をケーシングから生ぜしめ
られる圧力で受は止める必要がある。圧力変換器におい
ては、このような問題は通常生じない。それというのは
、排気区域及び過給区域の両方の端部の圧力、ひいては
速度が著しく異なっているからである。排気区域及び過
給区域の端部の異なる圧力に基づき、排気区域及び過給
区域を通してそれぞれ少な（とも１つの圧縮波若しくは
膨張波を通過させる必要がある。従って、このような場
合には空気と駆動ガスとの間の媒体境界が圧力波によっ
て影響を受ける。駆動ガスの密度は空気の密度より著し
く小さいので、圧力波は発生に際し媒体境界の大部分に
逆作用し、これによって媒体境界が変位若しくは転向さ
せられる。このような理由から、圧力波プロセスの正確
な規定が不可能であり、場合によっては媒体境界が圧力
波によって遮断される。漂遊する波が生じる。さらに、
圧力波と媒体限界との間の交換作用は強く不ぞろいの速
度断面ＬＩ１Ｎ及びＵ２Ｎを生ぜしめ、空気とガスとの
著しく強烈な混合、すなわち媒体分離層の拡大を引き起
こす。

従って、対象とする使用にとって適した等圧−圧力交換
器プロセスを得るために、圧力波と媒体限界との間の交
差を生ぜしめぬことが重要である。これは、通路１Ｖ及
び１Ｎのための第５図に示した幾何学的なパラメータを
維持して通路及び閉鎖縁部の構成に基づき達成され、こ
の場合ケーシングの幾何学形状は通常行なうように平面
に展開して示しである。第５図では、１Ｖは低圧空気の
流入通路を、２Ｖは高圧駆動ガスの流入通路を、１Ｎは
当該の圧縮機段のロータ隔室内で弛緩された駆動ガスの
ための流出通路を、かつ２Ｎは圧縮された空気のための
流出通路を表わしている。Ｌはロータ幅、すなわち隔室
４５の長さである。矢印Ｖはロータの回転方向を示して
いる。

空気側及びガス側の制御縁部を相反して配置した公知技
術の幾何学形状に対する本発明の根本的な差異は、通路
１Ｖの閉鎖縁部４６が通路１Ｎの閉鎖縁部４７より早期
に所定の隔室と接続することにある。公知技術において
は逆に通路１Ｎの閉鎖縁部が１Ｖの閉鎖縁部よりも早期
に当該の隔室と接続する。この場合、閉鎖縁部１Ｎから
圧縮波が出て閉鎖縁部１Ｖにぶつかる。

これに対して第５図の構成においては閉鎖縁部４６から
閉鎖縁部４７へ伝わる波５２は膨張波である。

第５図のケーシング幾何学形状において、２Ｖ及び２Ｎ
の閉鎖縁部は符号４８若しくは符号４９で示し、１Ｖ及
び１Ｎの開放縁部は符号５０若しくは５１で示しである
。距離５ｌ−４７＝Ａ、距離５Ｏ−４６＝８及び周方向
で見て距離５１−５０二〇と仮定すると、問題になる圧
力交換器サイクルの実験によって示されるよう−に、圧
力波を媒体限界と交差させてはならないという条件にと
って関係式Ａ−Ｄ＞Ｂが成立つ。

この条件が公知技術の幾何学形状におけるようにそこな
われると、必然的に圧力波の反射作用、圧力波と媒体限
界との交差、ひいては従来の圧力交換器のサイクルの前
述の問題が生じる。

波５２に相応する波が圧縮波である公知技術においては
、正確な実験によって示されるように、２Ｖから２Ｎの
区域に圧力波が生じてはならず、これはもちろん矛盾す
るものであり、第５図に対応する波５３．５４及び５５
にわたる圧力比がそのままで変らない。波５３は圧縮波
で、波５４及び５５は膨張波である。

第５図のケーシング幾何学形状のための圧力交換器プロ
セスのガスダイナミックな式によって、波経過時間に対
して次のような幾何学的な同調条件が得られる： この場合、膨張波にとってはそれぞれ平均的な経過時間
が用いられた。式（ＩＪ〜（６）は全体のプロセスを規
定している。

■はロータ隔室とケーシングとの間の相対速度 ｕ５は衝撃波の伝播速度 Ｕはロータ隔室に関連して媒体の、過給及び排気区域の
端部な流れる相対的な流動速度及び Ｃは波速度を示してし・る。

この場合、寸法の符号が示しであるが、これらの内の区
分１２及び２１を示す符号は前に使用した符号１２及び
２１と区別するために○で囲っである、１Ｖ及び１Ｎ若
しくは２Ｖ及び２Ｎの区分で同じ値を有する寸法に対し
てはそれぞれもっばら指数１若しくは２が用いられて（
・る。

第５図及び第６図の幾何学的な寸法は次のことを意味し
ている：Ａ＝低圧駆動ガス通路１Ｎの長さ、Ｂ＝低圧空
気通路１Ｖの長さ、Ｄ工低圧駆動ガス通路１Ｎの開放縁
部５１と低圧空気通路の開放縁部５０との間の間隔、５
＝２Ｖと１Ｎとの間のウェブ幅、ａ二高圧駆動ガス通路
２Ｖの長さ、ｂ＝高圧空気通路２Ｎの長さ、及びｄ＝高
圧駆動ガス通路２Ｖの長さである。

式（１）〜（６）の速度値は、圧力交換器の与えられた
出力データ及び空気とガスの熱力学的な周知の状態にお
いてガスダイナミックな法則に基づき得られる。これに
関連して、２つのＢｅＣ−Ｆｏｒｓｃｈｕｎｇｓｂｅｒ
ｉｃｈｔｅ　　ＫＬＲ７９−３０Ｂ　”Ｔｈｅ−ｏｒｅ
ｔｉｓｃｈｅ　　Ａｓｐｅｋｔｅ　　ｄｅｓ　　Ｃｏｍ
ｐｒｅｘ　”１９７４゜ｖｏｎ　Ｄｒ、　Ｊ、Ｊ、　Ｋ
ｅｌｌｅｒ及びＫＬＲ８３−１９４Ｂ゛’　Ｇｅｇｅｎ
ｓｔｒｏｍｄｒｕｃｋ−ｗｅｔ　ｌｅｎｍａｓｃｈｉｎ
ｅ　　ｆｉｊｓＧａｓｔｕｒｂｉｎｅｎ　″、　　１９
８３　　ｖｏｎ　Ｄｒ、　Ｊ、Ｊ。

Ｋｅｌｌｅｒ　　が参考になる。

第５図に示したケーシング幾何学形状を有する圧力波サ
イクルはガスタービンの上部段としての圧力交換器の使
用にとって従来の実際に研究されたサイクルよりも著し
く有利であるが、若干の欠点を有しているニ ー１Ｖで導入された空気がまず膨張波によって希薄化さ
れてから、極めて強い衝撃波によって圧力Ｐ２に圧縮さ
れる。

一ケーシングのウェブが幅広い。その結果熱交換が強く
、漏れ損失が極めて太き（かつ効率が比較的に低くなる
。

一ロータの熱負荷に関連した対称性が得られな℃゛。

最初に述べた欠点はサイクルの原理的な変なしに取除か
れる。波５２と５３とを隔てるケーシングウェブは、幅
を隔室幅に比較可能な中間壁によって代替される。この
場合、膨張波５２と強℃・圧縮波５３とは圧力比Ｐ２／
Ｐ１０弱い１つの圧縮波にまとめられる。換言すると、
この場合１Ｖで導入された空気はもはや制動されず、圧
縮波５３−５２によって直接に速度ｕ１から速度ｕ２に
加速される。

残りの欠点は容易に取除かれるものではない。

この場合、流入側（第５図で左側）で区部２１に接する
ケーシングウェブは・ξルス交換にとって重要な役割り
を有していることが考慮されたい。ケーシングから生ぜ
しめられる圧力の必要性は、全・ξルス交換が直接にガ
ス流間で行われる場合にのみ避けられる。このような要
求は対向流サイクルのための第６図に示すケーシング幾
何学形状によって満される。この場合、波５６と５７（
若しくは５６′と５７′）との間のゲージングウェブは
任意に狭くなっている。中間壁を限度まで薄くした場合
、膨張波５６と５７とは簡単な１つの膨張波にまとめら
れる。対向流サイクルは簡単なサイクルのための第５図
に示すケーシング幾何学形状に対してさらに著しい利点
を有している。隔室内の境界層が両側から交互の流入を
行う場合（片側からの流入を行う場合のブラシウスの特
性（Ｂｌａｓｉｕｓ　−Ｃｈａｒａｋｔｅｒ　）とは逆
に）ストークスの特性（５ｔｏｋｅｓ−Ｃｈａｒａ−に
ｔｅｒ　）を有しているので、境界層は隔室ローター　
３０　Ｂ　　ｖｏｎにｅｌｌｅｒ参照）。対向流サイク
ルの式は簡単なサイクルの式とほぼ相応している。

波経過時間の幾何学的な同調条件から第６図に示す幾何
学的な規定部材を用いて流入及び流出開口の幅の次のよ
うな式がそれぞれ隔室５９の長さしに対する比として示
され： 及び 最終的に周期条件（サイクルの閉鎖条件）によって ａ＋３４−Ｄ−４−Ｂ＝π・Ｒ・凹曲・・・・・曲・・
・曲・・（＋３）、が得られ、この場合Ｓはウェブ幅を
かつＲは口−タ半径を表わしており、ロータ半径として
有利にはロータ隔室５９に関連した中間の半径が用いら
れる。前記の周期条件は、全周に流入開口１Ｖ、２Ｖ及
び流出開口１Ｎ及び２Ｎがそれぞれ１つずつ設けである
ことを表わしている。

式（７）〜（Ｉ３）から は隔室に関連して過給区域及び排気区域の端部の両方の
媒体の相対的な速度を表わし、０１Ｖハ１Ｖの減速度を
表わしている。その他の速度値は式（１）〜（６）で述
べた値に相応している。

第７図には、第６図に概略的に示した通路及び隔室壁の
実際に即応した構造が示しである。

この場合、通路及び隔室壁の入口及び出口部分の丸味に
よって流れの入口及び出口部分からの有害な離脱が確実
に避けられる。隔室壁に対して横方向に延びる幅広の境
界線６１は圧縮波を示し、狭い境界線６２は膨張波を示
す。種々異なる暗黒色調は、２Ｖ及び１Ｎ若しくは１Ｖ
及び２Ｎの区分の駆動ガス及び空気の種々異なる密度状
態を示している。２Ｖは高圧駆動ガスを有する区分を、
１Ｎは弛緩された駆動ガスを有する区分を、１Ｖは出発
圧力の空気を有する区分をかつ２Ｎは最終圧力に圧縮さ
れた空気を有する区分を表わしている。

ガスタービン機関車に設けられた簡単な圧力交換器にお
けるＢＢＣ−Ｖｅｒｓｕｃｈｓｂｅｒｉｃｈｔ　ＴＦＶ
Ｌｌ　６７７　（８８Ｃ−実験報告書ＴＦＶＬ１６７７
）に示された以前の測定結果では、有効空気割合は理論
的に可能な有効空気量のほぼ２５〜３０％である。

これに対して、実際に即した想定に基づく式においては
、第６図に示すケーシング幾何学形状を有する対向流圧
力交換器ですべての損失を考慮して、ロータの２Ｎの箇
所から放出される有効な空気量は悪くても理論的に可能
な空気量の６０〜７０％である。さらに従来の技術に対
して有利には、対向流圧力交換器は圧力増大を克服する
ための排気補助の形の補助装置を必要としない。２Ｎの
箇所で摩擦損失全体及び流動抵抗を補償するための空気
量の過剰の運動エネルギが極めて十分であるからである
。従来の簡単な圧力交換器と同じその他の熱力学的な条
件では対向流圧力交換器を備えたガスタービン装置にと
ってほぼ０．４１の蚕効率が得られる。これに対して従
来の圧力交換器では慣用のガスタービンの効率を明らか
に上回ることが不可能であり、この場合主原因として式
Ａ−Ｄ（Ｂのケーシング幾何学形状が考えられる。

対向流圧力交換器サイクルの式は、圧力交換器ゾロセス
の損失部分に対する有効空気割合Ｎが重要であることを
示している。有効空気割合Ｎの増大と共にガスタービン
装置の全効率も高（なる。Ｎ値の高い場合、出力自体を
タービン燃焼室へ供給される燃料量の調節によって制御
することも可能である。この場合、圧力交換器燃焼室及
び圧力交換器自体の条件を変える必要はない。

従って、高圧段の最適な、妥協のないかつ比較的簡単な
構成が可能であり、かつ装置の部分負荷運転の効率も著
しく高められる。

圧力交換器のロータをガス圧力分配によって駆動し、外
部からの機械的な駆動を放棄すると有利である。

圧力変換機を用いた適当な実験ではロータの自由な運動
に問題はない。従って、圧力交換器の構造が簡単になる
だけではなく、シール問題も簡単に解決される。

熱的に最も強く負荷される構成部分は圧力交換器燃焼室
及び隔室ロータへの流入通路２Ｖである。しかしながら
、正規組成的な割合を上回る空気割合を問題なく燃焼室
及びロータ壁の良好に作用するフィルム冷却のために活
用することができる。さらに、反応過程の部分をロータ
隔室内に移すことも考えられる。従って、圧力交換器ゾ
ロセスもしくは１１が極めてコンパクトに構成され、直
接に流入通路２Ｖの前に配置される。

特にＰ２／ＰＬ　＞　２　の圧力状態においては、流出
通路２Ｎの圧縮された空気の運動エネルギを低周波デフ
ユーザ（Ｕｎｔｅｒｓｃｈａｌ　ｌｄｉ　ｆｆｕｓｏｒ
　）で回収しようという試みは全く無意味である。しか
しながら効率の点に関連して、流出通路２Ｎに狭し・臨
界的な横断面のラバルノズル（Ｌａｖａｌｄｕｅｓｅ　
）を後接続し、流れを衝撃波で制動することは有利であ
る。運動エネルギのこのような回収は、衝撃波がほぼ２
．５〜３よりも太き（ない圧力比を有する限り低周波デ
フユーザを用いた回収よりも効率的に有利である。さら
に、圧力交換器ケーシングの構造が簡単かつコン・ぐク
トになる。コンビネーション装置若しくはノズル駆動装
置における第２図の多段式の対向流圧力交換器の使用に
際し、基礎装置、すなわち圧縮機及び低圧タービンは完
全に省略される。コンビネーション装置の場合は、多段
式の圧力交換器及びタービンから成るガスタービン装置
は、慣用のガスタービンの効率よりも高（ない効率しか
有していない。しかしながら、１Ｎで放出されるガス流
は極めて価値あるもので、有利には蒸気タービン装置の
新鮮蒸気の準備に役立つ。

換言すると、廃ガスエントロピ状態が極めて良好である
。ノズル駆動装置においてはタービンも省略される。な
ぜなら、圧縮機がもはや駆動される必要はないからであ
る。従って、もっばら２段もしくは３段式の圧力交換器
、燃焼室及びうＡルノズルから成る効率の高いノズル、
駆動装置が想定され、この場合圧力交換器から放出され
るガスは周壁光絶縁のために用いられる。

第５図及び第６図には、廃ガスと空気との温度比が十分
に高い、すなわち凸を越えかつ１つの圧縮器段の圧力比
Ｐ２／Ｐ１が過度に太き（なく、それも２を越えない場
合の実施例の制御通路が示しである。両一方の制限が満
たされない場合には、通路２Ｎの運動エネルギ過剰は不
都合に高く若しくは低圧区域１Ｖ〜１Ｎは不都合に広（
なる。しかしながら、このような欠点は１Ｖの圧力を１
Ｎの圧力よりい（らが高く選ぶことによって取り除かれ
る。このようにして、２Ｎの運動エネルギは減少され、
１Ｖ〜１Ｎの低圧区域の幅は狭（される。この場合、低
圧区域に散乱波が生じるが、散乱波の作用は比較的に無
害である。それとし・うりは、低圧区域の速度は小さく
かつ媒体境界の複数倍の逆作用は流れの累積された加速
若しくは制動を生ぜしめないからである。

第８図には第２図に示したガスタービンと協働する圧力
交換器のべつの実施例が示しである。

この場合具なっている点として、圧力交換器燃焼室１１
が最も外側の隔室ロータ２１の高さのほぼ中間に配置さ
れている。これによって、隔室ロータ２１〜２４間の通
路が全体的に短くなり、その結果流動損失及び熱損失が
小さくなる。

【図面の簡単な説明】

第１図はガスタービン装置の概略的な原理図、第２図は
ガスタービン装置の多段式の圧力交換器の概略的な縦断
面図、第３図は第２図の■−■線に沿った横断面図、第
４図は第２図のｒＶ−■線に沿った横断面図、第５図は
本発明の実施例の圧力交換器サイクルのための通路の配
置及び寸法を示す概略図、第６図は本発明の別の実施例
の圧力交換器サイクルのための通路の配置及び寸法を示
す概略図、第７図は本発明の実施例の圧力交換器の隔室
壁及びケーシングの部分断面図、第８図は本発明の別の
実施例の圧力交換器の縦断面図である。 １・・・低圧圧縮機、２・・・低圧空気導管、３・・・
圧力交換器、牛・・・燃焼室、５・・・低圧駆動ガス導
管、６・・・ガスタービン、７・・・高圧段、８・・・
低圧段、９・・・タービン燃焼室、１０・・・回転軸線
、１１・・・燃焼室、１２・・・絶縁壁、１３・・・運
動室、１４・・・バーナ、１５・・・燃焼室、１６・・
・タービン空気導管、１７・・・タービン空気室、１８
・・・ノクーナ、１９・・・タービン、２０・・・ノエ
ネレータ、２１，２２．２３及び２４・・・隔室ロータ
、２５・・・空気吸込通路、２６・・・制御ケーシング
、２７．２８及び２９・・・ガスオーバフロー通路、３
０・・・空気万一・々フロー通路、３１・・・駆動ガス
流出口接続部、３２・・・制御ケーシング、３３・・・
ガスオーバ７゜−通路、３４・・・空気オーバフロー通
路、３５・・・・・・ガスオーツζフロー通路、３６・
・・高圧部分、３７・・・低圧部分、３８・・・接続導
管、３９・・・ら旋状流入部、４１・・・流出通路、４
２・・・流入通路、牛３・・・流出通路、４４・・・流
入通路、４５・・・隔室、４６．４７．４８及び４９・
・・閉鎖縁部、５０及び５１・・・開放縁部、５２・・
・膨張波、５３・・・圧縮波、５４．５５．５６及び５
７・・・膨張波、５８・・・圧縮波、６０・・・ロータ
隔室壁、６１及び６２・・・開放縁部

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １、圧力交換器として働く圧力波発生機であつて、ロー
   タケーシング、ロータケーシング内に取付けられた少な
   くとも１つの隔室ロータ、圧力交換器燃焼室及び、ロー
   タケーシングの両方の端面にフランジ結合されこの端面
   を閉鎖する制御ケーシングを備えており、制御ケーシン
   グがロータケーシングの端面に向いた側にそれぞれ、少
   なくとも１つの高圧駆動ガス通路（２Ｖ）及び１つの低
   圧空気通路（１Ｖ）若しくは１つの低圧駆動ガス通路（
   １Ｎ）及び１つの高圧空気通路（２Ｎ）を有しており、
   圧力交換器燃焼室（４；１１）が高圧駆動ガスを発生さ
   せるために役立ちかつ高圧駆動ガス通路（２Ｖ）並びに
   高圧空気通路（２Ｎ）に接続しており、高圧空気通路か
   ら圧力交換器燃焼室に対して規定された燃料の燃焼のた
   めに高圧空気の一部分が圧力交換器燃焼室内へ分岐する
   ようになつている形式のものにおいて、低圧空気通路（
   １Ｖ）の閉鎖縁部（４６）が隔室ロータの回転方向で見
   て低圧、駆動ガス通路（１Ｎ）の閉鎖縁部（４７）の前
   に位置しており、ケーシング幾何学形状にとつて式Ａ−
   Ｄ＞Ｂが用いられ、記号Ａが低圧駆動ガス通路（１Ｎ）
   の開放縁部（５１）と低圧駆動ガス通路（１Ｎ）の閉鎖
   縁部（４７）との間の間隔、すなわち低圧駆動ガス通路
   （１Ｎ）の長さを、記号Ｄが低圧駆動ガス通路（１Ｎ）
   の開放縁部（５１）と低圧空気通路（１Ｖ）の開放縁部
   （５０）との間の間隔を、記号Ｂが低圧空気通路（１Ｖ
   ）の長さを表わしており、低圧駆動ガス通路（１Ｎ）の
   開放縁部（５１）が隔室ロータの周速度の方向で見て低
   圧空気通路（１Ｖ）の開放縁部（５０）の前に位置して
   おり、長さＡ、Ｂ及びＤが隔室の半分の高さによつて規
   定された円筒断面で測定されたものであることを特徴と
   する、圧力交換器として働く圧力波発生機。 ２、ロータケーシングの端面を閉鎖する一方の制御ケー
   シングが高圧駆動ガス若しくは低圧空気のための流入通
   路（２Ｖ；１Ｖ）を有し、かつ他方の制御ケーシングが
   高圧空気若しくは低圧駆動ガスのための流出通路（２Ｎ
   ；１Ｎ）を有しており、隔室ロータの隔室の長さ（Ｌ）
   、高圧駆動ガス通路（２Ｖ）の開放縁部（６１）と高圧
   空気通路（２Ｎ）の開放縁部（６２）との間の間隔（ｄ
   ）、高圧駆動ガス通路（２Ｖ）の長さ（ａ）、高圧空気
   通路（２Ｎ）の長さ（ｂ）、低圧駆動ガス通路（１Ｎ）
   の開放縁部（５１）と低圧駆動ガス通路（１Ｎ）の閉鎖
   縁部（４７）との間の間隔（Ａ）、すなわち低圧駆動ガ
   ス通路の長さ、低圧駆動ガス通路（１Ｎ）の開放縁部（
   ５１）と低圧空気通路（１Ｖ）の開放縁部（５０）との
   間の間隔（Ｄ）、低圧空気通路（１Ｖ）の長さ（Ｂ）並
   びに、圧力波プロセスにとつて基準となる速度値の相互
   の関連に対し次の式が用いられ： −Ｖ／ｕ＿Ｓ＝ｄ／Ｌ、 −Ｖ／ｕ＿２＝（ｂ＋ｄ）／Ｌ、 −２Ｖ／（ｃ＿２＿Ｖ＋ｕ＿２＋ｃ＿２＿１）＝（ｂ＋
   ｄ−ａ）／Ｌ、−２Ｖ／（ｃ＿２＿１＋ｃ＿１＿Ｎ−ｕ
   ＿１）＝Ｄ／Ｌ、−Ｖ／ｕ＿１＝（Ａ−Ｄ）／Ｌ、及び −２Ｖ（ｃ＿１＿Ｖ＋ｕ＿１＋ｃ＿１＿２）＝（Ａ−Ｂ
   −Ｄ）／Ｌ、記号ｄ、ａ、ｂ、Ａ、Ｄ及びＢの値が隔室
   の半分の高さによつて規定された円筒断面で測定された
   ものであり、 Ｖがケーシングに対するロータ隔室の相対速度、 ｕ＿Ｓが衝撃波の伝播速度、 ｕが過給区域及び排気区域の端部の媒体の、隔室に関連
   した相対的な流動速度、並びに ｃが波速度を示しており、 指数２Ｖ、１Ｎが高圧駆動ガス若しくは低圧駆動ガスを
   表わし、指数１Ｖが低圧空気を表わし、かつ指数１及び
   ２が低圧若しくは高圧を、指数２１が駆動ガスの膨張区
   分を、かつ指数１２が空気の圧縮区分を表わしている特
   許請求の範囲第１項記載の圧力波発生機。 ３、高圧駆動ガスの流入通路（２Ｖ）と高圧空気の流出
   通路（２Ｎ）と並びに低圧空気の流入通路（１Ｖ）と低
   圧駆動ガスの流出通路（１Ｎ）とがそれぞれ交互に互い
   に逆向きに、制御ケーシングの隔室ロータとは逆の側に
   、隔室ロータの周速度の方向で見て一方の制御ケーシン
   グでは通路１Ｖ、２Ｖ、１Ｎ、そして２Ｎの順序に並べ
   て、かつ他方の制御ケーシングでは通路１Ｎ、２Ｎ、１
   Ｖそして２Ｖの順序に並べて配置されており、他方の制
   御ケーシングの流出通路１Ｎが一方の制御ケーシングの
   流入通路１Ｖに相対して位置しており、ケーシング幾何
   学形状の規定部材と圧力波プロセスにとつて基準になる
   速度値との間に、それぞれ隔室の長さ（Ｌ）に関連して
   次の式が用いられ： ａ／Ｌ＝Ｖ／ｕ＿２−２Ｖ／（ｃ＿２＿Ｖ＋ｕ＿２＋ｃ
   １Ｎ−ｕ＿１）、ｂ／Ｌ＝Ｖ／ｕ＿２−Ｖ／（Ｍｃ＿１
   ＿Ｖ＋ｕ＿１）、ｄ／Ｌ＝Ｖ／（Ｍｃ＿１＿Ｖ＋ｕ＿１
   ）、 Ａ／Ｌ＝Ｖ／ｕ＿１＋２Ｖ／（Ｃ＿２＿Ｖ＋ｕ＿２＋ｃ
   ＿１＿Ｎ−ｕ＿１）、Ｂ／Ｌ＝Ｖ／ｕ＿１−Ｖ／（Ｍｃ
   ＿１＿Ｖ＋ｕ＿１）、Ｄ／Ｌ＝２Ｖ／（Ｃ＿２＿Ｖ＋ｕ
   ＿２＋ｃ＿１＿Ｎ−ｕ＿１）及びａ＋Ｓ＋Ｄ＋Ｂ＝π・
   Ｒ、 最後の式の記号Ｓが流入通路２Ｖと流出通路１Ｎとの間
   のウェブ幅をかつ記号Ｒがロータ隔室（５９）に関連し
   た平均の半径を表わしており、さらに幾何学的な規定部
   材及び速度値の定義に関して、記号ｄ、ａ、ｂ、Ａ、Ｄ
   及びＢの値が隔室の半分の高さによつて規定された円筒
   断面で測定されたものであり、 Ｖがケーシングに対するロータ隔室の相対速度、 ｕ＿Ｓが衝撃波の伝播速度、 ｕが過給区域及び排気区域の端部の媒体の、隔室に関連
   した相対的な流動速度、及び ｃが波速度を示しており、 指数２Ｖ、１Ｎが高圧駆動ガス若しくは低圧駆動ガスを
   表わし、指数１Ｖが低圧空気を表わし、かつ指数１及び
   ２が低圧若しくは高圧を表わしており、並びにＭ＝（ｕ
   ＿Ｓ−ｕ＿１）／ｃ＿１＿Ｖ、ｕ＿１及びｕ＿２が過給
   区域及び排気区域の端部の、隔室に関連した両方の媒体
   の相対的な流動速度及びｃ＿１＿Ｖが１Ｖ内の波速度を
   示している特許請求の範囲第１項記載の圧力波発生機。 ４、高圧部分及び低圧部分を備えたガスタービン用の駆
   動ガス発生装置として用いられており、隔室ロータが垂
   直な回転軸（１０）を備えた複数の同軸的な隔室ロータ
   から成つており、各隔室ロータが互いにわずかな半径方
   向の遊びを以つて共通の１つのロータケーシング（４０
   ａ）内に同方向に回転可能に支承されかつ、端面を上側
   の制御ケーシング（２６）及び下側の制御ケーシング（
   ３２）によつて閉じられており、圧力交換器燃焼室（１
   １）が圧力交換器バーナ（１４）と一緒に最も内側の隔
   室ロータ（２４）内に隔室ロータに対して同軸的に配置
   されており、両方の制御ケーシング（２６、３２）がオ
   ーバフロー通路（２７〜３０；３３〜３５）を有してお
   り、上側の制御ケーシング（２６）のオーバフロー通路
   （２７、３５、２９、３３）が圧力交換器燃焼室（１１
   ）から出発して、隔室ロータ（２１〜２４）によつて占
   められたリング円筒状の室の上側の端面を互いに接続し
   、圧力交換器燃焼室（１１）内で生ぜしめられた駆動ガ
   スが１つの隔室ロータからそれぞれ次の外側の隔室ロー
   タ内に転向させられ、最も外側の隔室ロータ（２１）か
   ら、ガスタービン（１９）の低圧部分（３７）に接続さ
   れる駆動ガス流出口接続部（３１）内に導かれるように
   なつており、下側の制御ケーシング（３２）のオーバフ
   ロー通路（３０、３４、２８）が最も外側の隔室ロータ
   （２１）の範囲の空気吸込通路（２５）から出発して、
   隔室ロータ（２１〜２４）によつて占められたリング円
   筒状の室の端面を互いに接続して、空気吸込通路（２５
   ）を通して吸込まれた空気が１つの隔室ロータからそれ
   ぞれ次の内側の隔室ロータ内に転向させられかつ、最終
   圧力に圧縮され圧力交換器燃焼室（１１）の入口側の前
   まで導かれるようになつており、そこで空気通路が圧力
   交換器燃焼室（１１）内の一次燃焼のために規定された
   空気用の圧力交換器空気室（１３）と、ガスタービン（
   １９）の高圧部分（３６）のタービン燃焼室（１８）内
   の二次燃焼のために規定された空気用のタービン空気導
   管（１６）とに分岐している、特許請求の範囲第１項記
   載の圧力波発生機。