NO164734B

NO164734B - COMPRESSOR UNIT, GAS TURBIN GAS GENERATOR, GAS TURBIN ENGINE AND JET ENGINE.

Info

Publication number: NO164734B
Application number: NO863982A
Authority: NO
Inventors: Rolf Jan Mowill
Original assignee: Ulstein Turbine As
Priority date: 1985-02-05
Filing date: 1986-10-06
Publication date: 1990-07-30
Also published as: NO863982D0; NO863982L; NO164734C

Description

Oppfinnelsen angår gassgeneratorer med høy ytelse for gassturbiner under anvendelse av sentrifugalkompressorer og radial-turbiner, idet gassgeneratorene gir en høy virkningsgrad ut-trykt ved spesifikt brenselforbruk. Nærmere bestemt omfatter oppfinnelsen en enrotors, totrinns kompressorenhet med høy ytelse, omfattende et dobbeltinnløps-sentrifugalkompressor-førstetrinn, et enkeltinnløps-sentrifugalkompressor-annettrinn, idet annettrinnskompressoren er slik tilkoblet at den mottar gass som kommer ut fra førstetrinnskompressoren, og en akselmontasje til koaksial opplagring av både førstetrinns- og annettrinns-kompressoren for avhengig rotasjon med samme hastighet, og The invention relates to gas generators with high performance for gas turbines using centrifugal compressors and radial turbines, the gas generators providing a high degree of efficiency expressed by specific fuel consumption. More specifically, the invention comprises a single-rotor, two-stage, high-performance compressor unit comprising a double inlet centrifugal compressor first stage, a single inlet centrifugal compressor second stage, the second stage compressor being connected to receive gas exiting the first stage compressor, and a shaft assembly for coaxial storage of both the first stage and the second stage compressor for dependent rotation at the same speed, and

en enrotors gassturbin-gassgenerator med høy virkningsgrad, omfattende (a) eh kompressorenhet som angitt ovenfor, (b) forbrenningsorganer som er operativt forbundet med annettrinns-utløpet for å motta den komprimerte luft og forbrenne brensel under anvendelse av den komprimerte luft for å danne forbrenningsgasser, (c) en ettrinns radialturbin som har et innløp og et utløp og er operativt forbundet direkte med akselmontasjedriften og også strømningsforbundet med forbrenningsenheten for å motta forbrenningsgassene ved turbininnløpet og delvis ekspandere disse, og (d) organer som er strømnings-forbundet med turbinutløpet for å føre de delvis ekspanderte forbrenningsgasser til videre ekspansjon som kan produsere ytterligere ytre arbeide, og a high efficiency single rotor gas turbine gas generator comprising (a) eh compressor unit as indicated above, (b) combustion means operatively connected to the second stage outlet for receiving the compressed air and combusting fuel using the compressed air to form combustion gases . to lead the partially expanded combustion gases to further expansion which can produce further external work, and

en gassturbinmotor omfattende en gassgenerator som angitt ovenfor i kombinasjon med en frieffektturbin, og a gas turbine engine comprising a gas generator as indicated above in combination with a free power turbine, and

en jetmotor med en gassgenerator som angitt ovenfor i kombinasjon med en frijet-drivinnretning. a jet engine with a gas generator as indicated above in combination with a freewheel propulsion device.

Der foreligger et påvist behov for gassturbin-kraftanlegg There is a proven need for gas turbine power plants

som alternativ for dieselmotorer, f.eks. for bruk i kjøretøyer og i andre anvendelser hvor en kompakt, lett motor med lavt spesifikt brenselforbruk (sfc) er påkrevet. Praktisk erfaring har vist at betydelige plass- og vektbesparelser er mulige ved anvendelse av vanlige gassturbiner. Det forhold at det spesifikke brenselforbruk blir dårligere i motorer med enkel syklus/etter hvert som den nominelle effekt avtar, har imid- as an alternative for diesel engines, e.g. for use in vehicles and in other applications where a compact, lightweight engine with low specific fuel consumption (sfc) is required. Practical experience has shown that significant space and weight savings are possible when using ordinary gas turbines. The fact that the specific fuel consumption becomes worse in engines with a simple cycle/as the nominal power decreases has imid-

lertid vært et anerkjent faktum og en vesentlig ulempe ved tidligere kjente innretninger. has long been a recognized fact and a significant disadvantage of previously known devices.

Tidligere forsøk på å skaffe gassturbin-kraftanlegg har anvendt mange forskjellige utformninger som inneholder sentrifugal- Previous attempts to provide gas turbine power plants have used many different designs that incorporate centrifugal

og radialkomponenter. F.eks. viser US-PS 3 080 713 et dobbelt-innløps-lavtrykkssentrifugal-kompressortrinn og et enkelt-innløps-lavtrykkssentrifugalkompressortrinn og et enkelt- and radial components. E.g. US-PS 3,080,713 shows a dual-inlet low-pressure centrifugal compressor stage and a single-inlet low-pressure centrifugal compressor stage and a single-

serie for å skaffe komprimert luft både for forbrenning med brensel i et brennkammer og som avtappet luft for ekstern bruk. De varme gasser fra forbrenningskammeret blir så tilført en ettrinns-radialturbin som driver begge kompressorer og dessuten skaffer utgangseffekt for ekstern bruk slik det gjøres i en motor med en eneste aksel. Andre eksempler på teknikkens stand utgjøres av US-PS 4 244 191, som viser et gassturbin-anlegg med et dobbeltinnløps-lavtrykkssentrifugalkompressor-trinn og et enkeltinnløps-høytrykkssentrifugalkompressortrinn som begge drives av en aksialturbin. DE-AS 10 29 618 viser en jetmotor med en enkeltinnløps-totrinnssentrifugalkompressor drevet av en totrinns-radialturbin via separate, i motsatte retninger roterende, konsentriske aksler. series to provide compressed air both for combustion with fuel in a combustion chamber and as drained air for external use. The hot gases from the combustion chamber are then fed to a single-stage radial turbine which drives both compressors and also provides output power for external use as is done in a single-shaft engine. Other prior art examples are US-PS 4,244,191, which shows a gas turbine plant with a double-inlet low-pressure centrifugal compressor stage and a single-inlet high-pressure centrifugal compressor stage both driven by an axial turbine. DE-AS 10 29 618 shows a jet engine with a single inlet two-stage centrifugal compressor driven by a two-stage radial turbine via separate counter-rotating concentric shafts.

Det forhold at det tidligere1 har vært umulig å skaffe et til-strekkelig trykkforhold ved akseptable komponentvirkningsgrader har ført til små kraftanlegg med lave trykkforhold (dvs. mindre enn ca. 12:1) med spesifikke brenselforbruk som er hovedsakelig høyere enn i høyhastighets-dieselmotorer med tilsvarende effekt. I et forsøk på å overvinne disse begrensninger har industrien typisk anvendt ett eller flere aksialkompressor-trinn oppstrøms i forhold til et siste sentrifugalkompressor-trinn eller to enkeltinnløps;-sentrifugaltrinn sammen med en konvensjonell aksialturbin for gassgeneratordelen av motoren. For de beste utførelser av tidligere kjente 1000 hk gassturbinmotorer i henhold til en av disse utførelser vil industrien for tiden vente et sfc på ca. 0,45 ved et samlet trykkforhold på mindre enn ca. 15:1. The fact that in the past1 it has been impossible to obtain a sufficient pressure ratio at acceptable component efficiencies has led to small power plants with low pressure ratios (i.e. less than approx. 12:1) with specific fuel consumption that is mainly higher than in high-speed diesel engines with equivalent effect. In an attempt to overcome these limitations, the industry has typically employed one or more axial compressor stages upstream of a final centrifugal compressor stage or two single inlet centrifugal stages along with a conventional axial turbine for the gas generator portion of the engine. For the best designs of previously known 1000 hp gas turbine engines according to one of these designs, the industry would currently expect an sfc of approx. 0.45 at a total pressure ratio of less than approx. 15:1.

Som en følge av de ovennevnte mangler ved vanlige gassgenerator-systemer for gassturbiner eor det en hensikt med den foreliggende oppfinnelse å skaffe en gassturbin-gassgenerator med høyt trykkforhold hvor der anvendes en radialturbin til å drive tilpassede sentrifugalkompressorkomponenter på samme aksel. As a result of the above-mentioned shortcomings of conventional gas generator systems for gas turbines, it is an aim of the present invention to provide a gas turbine-gas generator with a high pressure ratio where a radial turbine is used to drive adapted centrifugal compressor components on the same shaft.

Det er også en hensikt med oppfinnelsen å skaffe en gassturbin-gassgenerator med et spesifikt brenselforbruk som kan sammenlignes med det for dieselmotorer, samtidig som der bibeholdes en konstruksjon med enkel syklus (dvs. ingen regenerator). It is also an object of the invention to provide a gas turbine gas generator with a specific fuel consumption comparable to that of diesel engines, while maintaining a simple cycle design (ie no regenerator).

Enda en hensikt med oppfinnelsen er å skaffe en gassturbin-gassgenerator med høyt trykkforhold og spesielt egnet for anvendelser hvor effekten er relativt lav (typisk under ca. 4000 hk) og under anvendelse av bare to kompressortrinn. Another purpose of the invention is to provide a gas turbine-gas generator with a high pressure ratio and particularly suitable for applications where the power is relatively low (typically below approx. 4000 hp) and using only two compressor stages.

Ifølge oppfinnelsen er kompressorenheten utført i overen-stemmelse med karakteristikken i krav 1. Gjennom den foreliggende oppfinnelse er det nevnte forhold med dårligere spesifikt brenselforbruk i gassturbinmotorer av liten størrelse i henhold til teknikkens stand er blitt endret, slik at virkningsgrader som er typiske for store motorer, nå kan oppnås i små turbinmotorer, hvorved det blir mulig for gassturbinmotorer med enkel syklus å konkurrere med høyhastighets-dieselmotorer i brenselforbruk selv ned til under 1000 hk. Oppfinnelsen skaffer således et sprang i teknikken i forhold til de vanlige utførelser som anvendes i nye motorutviklinger av alle gassturbinfabrikanter. According to the invention, the compressor unit is made in accordance with the characteristic in claim 1. Through the present invention, the aforementioned condition of poorer specific fuel consumption in gas turbine engines of small size according to the state of the art has been changed, so that efficiencies that are typical for large engines , can now be achieved in small turbine engines, making it possible for single-cycle gas turbine engines to compete with high-speed diesel engines in fuel consumption even down to below 1000 hp. The invention thus provides a leap in technology compared to the usual designs used in new engine developments by all gas turbine manufacturers.

Syklusen som benyttes i apparatene ifølge den foreliggende oppfinnelse, benytter et vesentlig høyere trykkforhold enn vanlige gassturbiner, spesielt når det gjelder motorer i det nedre effektområde, f.eks. under 4000 hk. Da trykkforholdet er en av de viktige faktorer som bidrar til virkningsgraden, vil syklusen gi høyere termiske virkningsgrader enn bestående turbiner i det lavere effektområde. The cycle used in the devices according to the present invention uses a significantly higher pressure ratio than ordinary gas turbines, especially when it comes to engines in the lower power range, e.g. under 4000 hp. As the pressure ratio is one of the important factors that contribute to the efficiency, the cycle will provide higher thermal efficiencies than existing turbines in the lower power range.

Et annet viktig trekk ved gassgeneratoren i henhold til oppfinnelsen er en "tilpasning" av det første og det annet kompressortrinn med hensyn til spesifikke hastigheter, dels ved.. tilsiktet innstilling av oppdelingen av trykkforholdet mellom det første og det annet trinn. Bruken av» en radialturbin til direkte drift av disse tilpassede kompressortrinn i en "enrotors"-anordning, slik at turbinen, første trinns-kompressoren og annet trinns-kompressoren alle roterer med samme vinkel-hastighet, fører til i det minste tre klare fordeler. For det første er den mekaniske styrke av radialturbinen tilstrekke-lig til å tillate drift av hvert av sentrifugalkompressor-trinnene på tilnærmet optimalt nivå med hensyn til spesifikk hastighet, hvorved der fås en optimert samlet kompressorkompo-nent. For det annet vil radialturbinen som arbeider under disse forhold, overraskende arbeide nær sin egen optimale spesifikke hastighet, noe som fører til en optimert gassgenerator. For det tredje fører den resulterende høye omkretshastighet av radialturbinen til en reduksjon av stagnasjons-temperaturen av de varme forbrenningsgasser som treffer turbinbladene. Som en følge av dette kan turbininnløpstemperaturene heves slik at varmevirkningsgraden økes ytterligere eller turbinkomponentens effektive levetid eventuelt forlenges. Another important feature of the gas generator according to the invention is an "adjustment" of the first and second compressor stages with regard to specific speeds, partly by... deliberate setting of the division of the pressure ratio between the first and second stages. The use of a radial turbine to directly drive these matched compressor stages in a "single rotor" arrangement, so that the turbine, first stage compressor and second stage compressor all rotate at the same angular speed, leads to at least three distinct advantages. Firstly, the mechanical strength of the radial turbine is sufficient to allow operation of each of the centrifugal compressor stages at an approximately optimal level with respect to specific speed, whereby an optimized overall compressor component is obtained. Second, the radial turbine operating under these conditions will surprisingly operate close to its own optimum specific speed, leading to an optimized gas generator. Third, the resulting high peripheral speed of the radial turbine leads to a reduction of the stagnation temperature of the hot combustion gases impinging on the turbine blades. As a result of this, the turbine inlet temperatures can be raised so that the heat efficiency is increased further or the effective lifetime of the turbine component can be extended.

I henhold til oppfinnelsen, slik den er generelt beskrevet, omfatter den kompakte gassturbin-gassgenerator med høy virkningsgrad kompressororganer til å skaffe et trykkforhold på over ca. 15:1. Kompressororganet innbefatter en første-trinns-dobbeltinnløps-luftsentrifugalkompressor med to innløp og felles utløp, en annettrinns-enkeltinnløps-luftsentrifugal-kompressor som er anbragt inntil første trinns-kompressoren og har et innløp som står i strømningsforbindelse med det felles utløp fra det første trinn, og et annet trinns-utløp, According to the invention, as it is generally described, the compact gas turbine-gas generator with high efficiency comprises compressor means to obtain a pressure ratio of over approx. 15:1. The compressor means includes a first-stage double-inlet air centrifugal compressor with two inlets and a common outlet, a second-stage single-inlet air centrifugal compressor which is located adjacent to the first-stage compressor and has an inlet in flow communication with the common outlet from the first stage, and another stage outlet,

og en akselmontasje til .mekanisk forbindelse mellom det første og det annet trinn for omdreining med samme hastighet. Gassgeneratoren innbefatter også forbrenningsorganer som er operativt forbundet med annettrinns-utløpet for å motta den komprimerte luft og forbrenne brensel under anvendelse av den komprimerte luft for å danne forbrenningsgasser. Videre benytter gassgeneratoren en ettrinns-radialturbin som har et innløp og et utløp og er operativt forbundet direkte med akselmontasjedriften og også strømningsforbundet med forbrenningsorganene and a shaft assembly for mechanical connection between the first and second stages for rotation at the same speed. The gas generator also includes combustion means operatively connected to the second stage outlet to receive the compressed air and burn fuel using the compressed air to form combustion gases. Furthermore, the gas generator utilizes a single-stage radial turbine which has an inlet and an outlet and is operatively connected directly to the shaft assembly drive and also flow connected to the combustors

for å motta forbrenningsgassene ved turbininnløpet og delvis ekspandere disse for drift av det første og det annet kompressortrinn. Eksosorganer er strømningsforbundet med turbinutløpet for å føre de delvis ekspanderte forbrenningsgasser til videre ekspansjon som kan produsere ytterligere arbeid. Det er viktig at trykkforholdet i det første kompresjonstrinn er større enn omtrent det dobbelte av trykkforholdet i det annet kompresjonstrinn, at innløpstallene i førstetrinns-dobbeltinnløps-kompressoren er større enn ca. 1,4, og at de spesifikke hastigheter i det første og det annet kompresjonstrinn ligger tett opp til den respektive optimale verdi og på over ca. 0,60. to receive the combustion gases at the turbine inlet and partially expand these for operation of the first and second compressor stages. Exhaust means are flow connected with the turbine outlet to lead the partially expanded combustion gases to further expansion which can produce additional work. It is important that the pressure ratio in the first compression stage is greater than approximately twice the pressure ratio in the second compression stage, that the inlet numbers in the first-stage double-inlet compressor are greater than approx. 1.4, and that the specific speeds in the first and second compression stages are close to the respective optimum value and above approx. 0.60.

Det samlede trykkforhold for gassgeneratoren over det første The overall pressure ratio for the gas generator above the first

og det annet kompressortrinn er fortrinnsvis større enn ca. 20:1, og- trykkforholdet i det første kompressortrinn er fortrinnsvis mellom 6:1 og 9:1, mens trykkforholdet i det annet kompressortrinn ligger på mellom 2:1 og 4:1. and the second compressor stage is preferably larger than approx. 20:1, and the pressure ratio in the first compressor stage is preferably between 6:1 and 9:1, while the pressure ratio in the second compressor stage is between 2:1 and 4:1.

Det foretrekkes videre at de spesifikke hastigheter av hvert kompressortrinn ligger i området 0,65-0,80, og at den spesifikke hastighet av turbinkomponenten samtidig ligger i området 0,5-0,75, hvorved virkningsgradene av både kompressororganene og turbinen ligger nær sine maksimalverdier. It is further preferred that the specific speeds of each compressor stage lie in the range 0.65-0.80, and that the specific speed of the turbine component simultaneously lies in the range 0.5-0.75, whereby the efficiencies of both the compressor elements and the turbine are close to their maximum values.

Det er ytterligere foretrukket at hovedsakelig all den komprimerte luft som kommer ut fra det første trinn, mottas av annettrinns-kompressoren, og at hovedsakelig all den komprimerte luft som forlater annettrinns-kompressoren, mottas av for-brennings innretningen . It is further preferred that substantially all of the compressed air coming out of the first stage is received by the second-stage compressor, and that substantially all of the compressed air leaving the second-stage compressor is received by the combustion device.

Den enrotors, totrinnskompressorenhet med høy ytelse ifølge oppfinnelsen, slik den er generelt beskrevet, omfatter et dobbeltinnløps-sentrifugalkompressor-førstetrinn, The single-rotor, two-stage, high-performance compressor unit of the invention, as generally described, comprises a double inlet centrifugal compressor first stage,

et enkeltinnløps-sentrifugalkompressor-annettrinn, idet annettrinns-kompressoren er operativt forbundet med førstetrinns- a single inlet centrifugal compressor second stage, the second stage compressor being operatively connected to the first stage

kompressoren for å motta, giass som kommer ut fra denne, og the compressor to receive, giass emerging from this, and

en akselmontasje til koaksial opplagring av både førstetrinns-og annettrinns-kompressoren for avhengig rotasjon med samme hastighet. Det samlede trykkforhold over kompressorenheten er større enn ca. 15:1. Trykkforholdet over det første kompressortrinn er større enn omtrent det dobbelte av trykkforholdet over det annet kompressortrinn, og den spesifikke hastighet i det første og annet kompressortrinn er på over ca. 0,60. a shaft assembly to coaxially support both the first and second stage compressors for dependent rotation at the same speed. The overall pressure ratio across the compressor unit is greater than approx. 15:1. The pressure ratio over the first compressor stage is greater than approximately twice the pressure ratio over the second compressor stage, and the specific speed in the first and second compressor stage is over approx. 0.60.

Kompressorenheten omfatter videre fortrinnsvis en ettrinns-radialturbin som er montert på akselmontasjen for drift av både førstetrinns- og annettrinns-kompressoren med samme hastighet, idet den spesifikke hastighet av turbinen ligger i området 0,50-0,75. The compressor unit further preferably comprises a single-stage radial turbine which is mounted on the shaft assembly for operation of both the first-stage and second-stage compressor at the same speed, the specific speed of the turbine being in the range 0.50-0.75.

Tegningen, som viser en del av den foreliggende beskrivelse, viser én utførelsesform for oppfinnelsen og tjener sammen med beskrivelsen til å forklare oppfinnelsens prinsipper. Fig. 1 er et skjematisk lengdesnitt gjennom en gassturbingenera-tor i henhold til oppfinnelsen. Fig. 2A og 2B er skjematiske grafer som viser forbedringene i virkningsgraden som fås ved bruk av kompressorkomponenter og turbinkomponenter som er tilpasset sine spesifikke hastigheter i en gassgenerator fremstilt i henhold til oppfinnelsen. The drawing, which shows part of the present description, shows one embodiment of the invention and serves together with the description to explain the principles of the invention. Fig. 1 is a schematic longitudinal section through a gas turbine generator according to the invention. Figs. 2A and 2B are schematic graphs showing the improvements in efficiency obtained by using compressor components and turbine components adapted to their specific speeds in a gas generator manufactured according to the invention.

Det vil nå bli henvist i detalj til den for tiden foretrukne utførelsesform for oppfinnelsen som er vist på tegningen. Reference will now be made in detail to the currently preferred embodiment of the invention shown in the drawing.

I henhold til oppfinnelsen omfatter gassgeneratoren kompressororganer til å gi et samlet trykkforhold på over ca. 15:1. Kompressororganene omfatter et første dobbeltinnløps-sentrifugal-lavtrykkstrinn med to innløp og et eneste utløp. Slik den foretrukne utførelsesform for oppfinnelsen er vist According to the invention, the gas generator comprises compressor means to provide a total pressure ratio of over approx. 15:1. The compressor means comprises a first double-inlet centrifugal low-pressure stage with two inlets and a single outlet. As the preferred embodiment of the invention is shown

på fig. 1, har den form av en gassturbin-gassgenerator som er generelt betegnet med: TO og omfatter kompressororganer 12 omfattende et første lavtrykks-kompressortrinn 14. Det første kompressortrinn 14 inneholder en dobbeltinnløps- on fig. 1, it takes the form of a gas turbine gas generator which is generally denoted by: TO and comprises compressor means 12 comprising a first low pressure compressor stage 14. The first compressor stage 14 contains a double inlet

kompressormodul 16 med en kompressorrotor 18 som er opplagret for omdreining på en akselmontasje 20 og har tvillingformede, aksialt motsatt liggende strømningsbaner som er betegnet med piler 22 resp. 24. Det første kompressortrinn 14 omfatter også et omgivende hus 26 som avgrenser to strømningssymmetriske, aksialt motsatt liggende innløp 28, 30 til å føre luft til kompressorskovler 32, 34 på rotoren 18. En forbedret dobbelt-innløps-kompressor som er spesielt egnet for denne anvendelse, er beskrevet i US patentsøknad S.N. 577 359. compressor module 16 with a compressor rotor 18 which is stored for rotation on a shaft assembly 20 and has twin-shaped, axially opposite flow paths which are denoted by arrows 22 or 24. The first compressor stage 14 also comprises a surrounding housing 26 which defines two flow-symmetrical, axially opposite inlets 28, 30 for conveying air to compressor vanes 32, 34 on the rotor 18. An improved double-inlet compressor which is particularly suitable for this application, is described in US patent application S.N. 577 359.

Dobbeltinnløps-kompressormodulen 16 har et eneste ringformet, radialtrettet kompressorutløp 36 som er drivforbundet med en diffuseranordning 38. Diffuseranordningen 38 mottar høy-hastighetsluften fra utløpet 36 og omdanner høyhastighetsluften til lavhastighetsluft med høyere trykk for etterfølgende over-føring til høytrykks-kompressortrinnet 40 og endelig til forbrenningsinnretningen 60. Diffuserinnretningen 38 vil kunne erstattes av en samlekammerinnretning (ikke vist) som er inn-rettet til å ta vare på en del av den dynamiske trykkhøyde i luften som kommer ut av utløpet 36. Et diffuserapparat med variabel geometri som med fordel kan anvendes i diffuseranordningen 38, er beskrevet i US patentsøknad S.N. 577 383. The double-inlet compressor module 16 has a single annular, radially oriented compressor outlet 36 which is drivenly connected to a diffuser device 38. The diffuser device 38 receives the high-velocity air from the outlet 36 and converts the high-velocity air to low-velocity air of higher pressure for subsequent transfer to the high-pressure compressor stage 40 and finally to the combustion device 60. The diffuser device 38 could be replaced by a collection chamber device (not shown) which is designed to take care of part of the dynamic pressure level in the air coming out of the outlet 36. A diffuser device with variable geometry which can be advantageously used in the diffuser device 38, is described in US patent application S.N. 577 383.

Under fortsatt henvisning til fig. 1 vil det ses at diffuserinnretningen 38 har et ringformet overtrykksrom 42 til opp-samling av luften fra diffusoren. I utførelsesformen på fig. With continued reference to fig. 1, it will be seen that the diffuser device 38 has an annular overpressure chamber 42 for collecting the air from the diffuser. In the embodiment of fig.

1 er overtrykksrommet 42 strømningsforbundet med en forbi-føringskanal 44 som i sin tur står i strømningsforbindelse med innløpskammeret 46 til høytrykks-kompressortrinnet 40 1, the overpressure chamber 42 is flow-connected with a bypass channel 44 which in turn is in flow-connection with the inlet chamber 46 of the high-pressure compressor stage 40

som vil bli nærmere beskrevet i det etterfølgende. Andre forbi-føringsinnretninger kan benyttes, herunder den utførelse som er beskrevet i US patentsøknad S.N. 610 580, og som medfører ytterligere konstruktive fordeler og fordeler med hensyn til komponentens ytelse. which will be described in more detail below. Other bypass devices can be used, including the design described in US patent application S.N. 610 580, and which entails additional constructive advantages and advantages with respect to the component's performance.

I henhold til oppfinnelsen innbefatter kompressororganet et annet høytrykks-sentrifugalkompressortrinn som er anbragt inntil førstetrinns-kompressoren og har et eneste innløp og et eneste utløp. I utførelsen på fig. 1 innbefatter kompressororganene 12 videre et høytrykks-kompressortrinn 40 som skaffes av en enkeltinnløps-radialkompressor med et hus 48 som danner et kompressorinnløp 50 til mottagelse av komprimert luft fra innløps-trykkrommet 46. Høytrykks-kompressorhuset 48 danner også et annettrinns-kompressorutløp 52 som står i strømnings-forbindelse med et tilførselsrom 54 til forbrenningsinnretningen gjennom en annettrinns-diffusorinnretning 56. En høytrykks-kompressorrotor 58 er anbragt i huset 48 og er opplagret for rotasjon på akselmontasjen 20. Banen for den komprimerte luft går således fra samle-overtrykksrommet 42 i dobbeltinnløps-kompressormodulen 16, gjennom forbiføringskanalen 44, til inn-løps-overtrykksrommet 46 til høytrykks-kompressortrinnet, According to the invention, the compressor member includes a second high-pressure centrifugal compressor stage which is placed next to the first-stage compressor and has a single inlet and a single outlet. In the embodiment in fig. 1, the compressor means 12 further includes a high pressure compressor stage 40 which is provided by a single inlet radial compressor with a housing 48 which forms a compressor inlet 50 for receiving compressed air from the inlet pressure chamber 46. The high pressure compressor housing 48 also forms a second stage compressor outlet 52 which is in flow connection with a supply chamber 54 to the combustion device through a second-stage diffuser device 56. A high-pressure compressor rotor 58 is placed in the housing 48 and is supported for rotation on the shaft assembly 20. The path for the compressed air thus runs from the collection pressure chamber 42 in the double inlet - the compressor module 16, through the bypass channel 44, to the inlet pressure chamber 46 of the high-pressure compressor stage,

forbi høytrykks-kompressorrotoren 58 og inn i tilførsels-over-trykkskammeret 54 for forbrenningsinnretningen. past the high pressure compressor rotor 58 and into the supply overpressure chamber 54 for the combustor.

I henhold til oppfinnelsen blir videre trykkforholdene i det første og annet kompressortrinn slik valgt at trykkforholdet i det første lavtrykkstrinn er større enn omtrent det dobbelte av trykkforholdet i det annet høytrykkstrinn. I tillegg blir dimensjonene av strømningsbanen i det første kompressortrinn slik valgt at der fås en gunstig spesifikk hastighet som er forenlig med det trykkforhold som er valgt for dette trinn, slik det vil bli forklart nærmere senere. I den viste utførelse er det samlede kompresjonsforhold over både det første og det annet kompressortrinn større enn ca. 15:1, mens trykkforholdet i det første kompressortrinn 14 ligger mellom 6:1 og 9:1 og trykkforholdet i det annet kompressortrinn 40 ligger mellom 2:1 og .4: 1 . Hensikten med det relativt lave trykkforhold i det annet trinn er å holde den spesifikke hastighet (se drøftelse nedenfor) i det annet trinn så høy som mulig. According to the invention, the pressure conditions in the first and second compressor stages are chosen so that the pressure condition in the first low-pressure stage is greater than approximately twice the pressure condition in the second high-pressure stage. In addition, the dimensions of the flow path in the first compressor stage are selected in such a way that a favorable specific velocity is obtained which is compatible with the pressure ratio selected for this stage, as will be explained in more detail later. In the embodiment shown, the overall compression ratio over both the first and the second compressor stage is greater than approx. 15:1, while the pressure ratio in the first compressor stage 14 is between 6:1 and 9:1 and the pressure ratio in the second compressor stage 40 is between 2:1 and .4:1. The purpose of the relatively low pressure ratio in the second stage is to keep the specific velocity (see discussion below) in the second stage as high as possible.

De typiske relative innløps-Mach-tall ved bladspissene i inn-løpene 28, 30 til førstetrinns-kompressoren er ca. 1,4 eller høyere og forekommer ved de ytre spisser av forkantene av bladene 32, 34 ved drift ved nominell effekt. Skjønt Mach-tall på over 1,0 vil frembringe sjokkbølger i kompressorinn-løpet, vil disse være relativt svake, skråttrettede sjokk som ikke alvorlig vil påvirke den samlede ytelse. Den foreliggende oppfinnelse har sin bakgrunn i en konstruksjons-filosofi som innebærer at en beherskelse av kompressordelenes spesifikke hastighet er viktigere enn å holde lave Mach-tall ved innløpet. Dette innebærer et avvik fra vanlig konstruksjons-praksis i faget. The typical relative inlet Mach numbers at the blade tips in the inlets 28, 30 to the first-stage compressor are approx. 1.4 or higher and occurs at the outer tips of the leading edges of the blades 32, 34 when operating at rated power. Although Mach numbers above 1.0 will produce shock waves in the compressor inlet, these will be relatively weak, oblique shocks that will not seriously affect the overall performance. The present invention has its background in a construction philosophy which implies that a mastery of the specific speed of the compressor parts is more important than keeping low Mach numbers at the inlet. This implies a deviation from normal construction practice in the subject.

Komponentvirkningsgradene i pumper, kompressorer og turbiner The component efficiencies in pumps, compressors and turbines

er sterkt avhengige av valget av den beste såkalte spesifikke hastighet. Dette er det hastighetsstrømningsarbeid-forhold som gir den mest effektive energiomdannelse i denne bestemte komponent. Den spesifikke hastighet (Ng) er her definert som følger: are strongly dependent on the choice of the best so-called specific speed. This is the rate-flow-work ratio that provides the most efficient energy conversion in this particular component. The specific speed (Ng) is defined here as follows:

hvor: co = vinkelhastigheten i s where: co = angular velocity in s

Q = volumetrisk strømningsmengde i m 3/s Q = volumetric flow rate in m 3/s

AH = spesifikk effekt i W/kg.s AH = specific power in W/kg.s

For å tilfredsstille kravet til gunstige spesifikke hastigheter i begge kompressortrinn ved de høye trykkforhold i henhold til den foreliggende oppfinnelse er det funnet at den foran nevnte oppdeling av trykkforholdet mellom det første og det annet kompressortrinn er kritisk. Videre er det både overraskende og sterkt fordelaktig at den samlede kompressor-ytelse tillater radialturbinkomponenten å drives nær sin optimale spesifikke hastighet. Denne tilpasning er oppnådd til tross for bruken av en enrotors-anordning hvor begge kompressortrinn 14 og 40 drives direkte av turbinen 66. Disse betingelser skaffer en meget effektiv enkeltsyklus-gassgenerator med høy ytelse, f.eks. en gassgenerator 10 som vist på fig. 1. In order to satisfy the requirement for favorable specific speeds in both compressor stages at the high pressure conditions according to the present invention, it has been found that the aforementioned division of the pressure ratio between the first and second compressor stages is critical. Furthermore, it is both surprising and highly beneficial that the overall compressor performance allows the radial turbine component to be operated close to its optimum specific speed. This adaptation is achieved despite the use of a single rotor arrangement where both compressor stages 14 and 40 are driven directly by the turbine 66. These conditions provide a very efficient single cycle gas generator with high output, e.g. a gas generator 10 as shown in fig. 1.

I henhold til oppfinnelsen innbefatter gassgeneratoren videre forbrenningsorganer som er operativt forbundet med utløpet fra det annet kompressortrinn for å motta den komprimerte luft og forbrenne brensel under anvendelse av den komprimerte luft for å danne forbrenningsgasser. I den viste utførelse er to boksforbrenningskamre 60 anordnet i strømningsforbindelse med trykkammeret 54 via et dobbeltvegget turbininnløpsfor-delingskammer 62 (bare ett av forbrenningskamrene er vist på According to the invention, the gas generator further includes combustion means operatively connected to the outlet from the second compressor stage to receive the compressed air and burn fuel using the compressed air to form combustion gases. In the embodiment shown, two box combustion chambers 60 are arranged in flow connection with the pressure chamber 54 via a double-walled turbine inlet distribution chamber 62 (only one of the combustion chambers is shown in

fig. 1). Et hvilket som helst antall forbrenningskamre kan benyttes, og forbrenningskamrene kan også ha ikke-sirkulært tverrsnitt som vist i US patentsøknad S.N. 610 585. Under stasjonær drift blir fortrinnsvis all den komprimerte luft som kommer ut av det annet kompressortrinn 40, bortsett fra den som benyttes til kjølings- eller tetningsformål, ført til forbrenningskammeret 60' via trykkammeret 54 og mellom veggene av fordelingskammeret 62. fig. 1). Any number of combustion chambers may be used, and the combustion chambers may also have a non-circular cross-section as shown in US patent application S.N. 610 585. During stationary operation, preferably all the compressed air coming out of the second compressor stage 40, apart from that used for cooling or sealing purposes, is led to the combustion chamber 60' via the pressure chamber 54 and between the walls of the distribution chamber 62.

Gassgeneratoren innbefatter videre i henhold til oppfinnelsen en ettrinns-radialturbin som har et innløp og et utløp. Turbinen er operativt forbundet for direkte drift av akselmontasjen som kompressortrinnet er montert på, og den står også i strøm-ningsf orbindelse med forbrenningsorganene for å motta forbrenningsgassene ved turbininnløpet og delvis ekspandere disse. According to the invention, the gas generator further includes a single-stage radial turbine which has an inlet and an outlet. The turbine is operatively connected for direct operation of the shaft assembly on which the compressor stage is mounted, and it is also in flow connection with the combustion means to receive the combustion gases at the turbine inlet and partially expand them.

I den viste utførelsesform innbefatter gassgeneratoren 10 In the embodiment shown, the gas generator includes 10

en radialturbin 66 med turbinrotor 68 som har blader 70 med bladspisser 70a. Turbinen 66 mottar de varme forbrenningsgasser fra forbrenningskammeret 60 gjennom turbininnløpslede-skovler 72 fra turbininnløps-fordelingskammeret 62. Turbinrotoren 68 er direkte koblet til akselmontasjen 20 for å dreie både rotoren 58 i høy-trykkskompressortrinnet 40 og rotoren 18 i lavtrykks-kompressortrinnet 14. US patentsøknad S.N. a radial turbine 66 with turbine rotor 68 having blades 70 with blade tips 70a. The turbine 66 receives the hot combustion gases from the combustion chamber 60 through turbine inlet guide vanes 72 from the turbine inlet distribution chamber 62. The turbine rotor 68 is directly coupled to the shaft assembly 20 to rotate both the rotor 58 of the high-pressure compressor stage 40 and the rotor 18 of the low-pressure compressor stage 14. US Patent Appl. S. N.

610 580 inneholder detaljer ved et apparat som er spesielt egnet for akselmontasjen 20. 610 580 contains details of an apparatus which is particularly suitable for the axle assembly 20.

I henhold til oppfinnelsen innbefatter gassgeneratoren også eksosorganer som er strømningsforbundet med turbinutløpet for å føre de delvis ekspanderte forbrenningsgasser til videre ekspansjon som kan produsere ytterligere ytre arbeid. I den viste utførelsesform innbefatter gassgeneratoren 10 et samle-kammer 74 som er slik operativt forbundet med turbinen 66 According to the invention, the gas generator also includes exhaust means which are flow-connected with the turbine outlet to lead the partially expanded combustion gases to further expansion which can produce further external work. In the embodiment shown, the gas generator 10 includes a collection chamber 74 which is thus operatively connected to the turbine 66

at det mottar de delvis ekspanderte forbrenningsgasser fra denne for å føre dem f.eks. til en nedstrøms frikraft-turbin- that it receives the partially expanded combustion gases from this to lead them e.g. to a downstream free power turbine

enhet 90 eller et frijet-fremdriftsapparat 92 (fig. IA) unit 90 or a freewheel propulsion device 92 (Fig. 1A)

for å skaffe ytterligere arbeidsfrembringende ekspansjon av de forbrenningsgasser som kommer ut av turbinen 66. Frikraft-turbinenheten 90 kan ha et eller flere separate trinn (to trinn er vist på fig. 1). to provide further work producing expansion of the combustion gases exiting the turbine 66. The free power turbine unit 90 may have one or more separate stages (two stages are shown in Fig. 1).

På fig. 2 er de spesifikke hastighetskurver for de to kompressortrinn og radialturbintrinnet i en gassgenerator utført i henhold til oppfinnelsen vist. Gassgeneratoren har et samlet trykkforhold som er større enn 20: 1, og anvender en dobbelt-innløps-sentrifugalkompressor med et trykkforhold på ca. 9:1 med et innløps-Mach-tall på over ca. 1,4 og en annettrinns-sentrifugalkompressor med ett innløp og et trykkforhold på In fig. 2, the specific speed curves for the two compressor stages and the radial turbine stage in a gas generator made according to the invention are shown. The gas generator has an overall pressure ratio greater than 20:1, and uses a double inlet centrifugal compressor with a pressure ratio of approx. 9:1 with an inlet Mach number of over approx. 1.4 and a two-stage centrifugal compressor with one inlet and a pressure ratio of

ca. 3,5:1 (dvs. mindre enn 50% av trykkforholdet i det første trinn). Som det vil ses, når virkningsgraden av radialturbinen en topp nær virkningsgradtoppen for de to kompressortrinn når alle komponenter roterer sammen på samme aksel som del av en gassgenerator. Dette er angitt med områdene "A" på fig. 2 som viser et spesifikt hastighetsområde for kompressoren på about. 3.5:1 (ie less than 50% of the pressure ratio in the first stage). As will be seen, the efficiency of the radial turbine reaches a peak close to the efficiency peak of the two compressor stages when all components rotate together on the same shaft as part of a gas generator. This is indicated by the areas "A" in fig. 2 showing a specific speed range for the compressor on

ca. 0,65-0,85 og et spesifikt hastighetsområde for radialturbinen på ca. 0,50-0,75. about. 0.65-0.85 and a specific speed range for the radial turbine of approx. 0.50-0.75.

Områdene "B" viser at en annettrinns-sentrifugalkompressor Areas "B" show that a second-stage centrifugal compressor

som følger etter et eller flere aksialtrinn eller en sentrifugalkompressor med ett innløp (som hypotetiske alternative lavtrykks-"førstetrinn" i henhold til teknikkens stand for gassgeneratorer med høyt trykkforholdK vil ligge godt under sitt optimale område. Fig. 2 viser også at en radialturbin-gassgenerator vil ligge under sin optimalverdi hvis den må tilpasses en kompressorseksjon med en lavere spesifikk hastighet. Fordi alle de roterende komponenter i gassgeneratorens strømningsbane i henhold til oppfinnelsen arbeider ved høye og optimale spesifikke hastigheter, vil dessuten de fysiske dimensjoner av rotoren bli små og rotoren dermed billig i fremstilling. Videre vil tregheten av rotormontasjen bli liten, noe som vil lette rask start. following one or more axial stages or a single-inlet centrifugal compressor (as hypothetical alternative low-pressure "first stages" according to the state of the art for gas generators with high pressure ratio K will be well below its optimum range. Fig. 2 also shows that a radial turbine gas generator will be below its optimum value if it has to be adapted to a compressor section with a lower specific speed. Because all the rotating components in the flow path of the gas generator according to the invention work at high and optimum specific speeds, the physical dimensions of the rotor will also be small and the rotor thus cheap Furthermore, the inertia of the rotor assembly will be small, which will facilitate quick start.

Dobbeltirinløps-førstetrinnskompressoren vil skaffe den dobbelte massestrøm sammenlignet med en kompressor med lignende dimensjoner, men med ett innløp. Ved likevekts-driftsbetingelser hvor luft i det første trinn komprimeres til nominelt nivå, vil strømningsbanegeometrien i det annet trinn kunne motta hele den gasstrømningsmengde som komprimeres i det første trinn. Under start og før strømningsvolumet i det første trinn er redusert til nominelt nivå, vil imidlertid annettrinns-kompressoren ikke kunne "ta unna" strømningsvolumet, som er større enn hva kompressoren er konstruert for. The double-inlet first-stage compressor will provide double the mass flow compared to a compressor of similar dimensions but with one inlet. At equilibrium operating conditions where air in the first stage is compressed to nominal level, the flow path geometry in the second stage will be able to receive the entire amount of gas flow that is compressed in the first stage. During start-up and before the flow volume in the first stage has been reduced to nominal level, however, the second stage compressor will not be able to "take away" the flow volume, which is greater than what the compressor is designed for.

Av denne grunn er der fortrinnsvis anordnet organer til å avlede komprimert luft som kommer ut av det første kompressortrinn under startbetingelser, idet den avledede luft føres utenom det annet kompressortrinn. I den viste utførelsesform er en avledningskanal 76 som skjematisk vist på fig. 1 forbundet med forbiføringspassasjen 44 for å motta komprimert luft fra det første kompressortrinn 14 når en ventil 78 betjenes under oppstarting. En automatisk regulator 80 er vist å styre ventilen 78, men man vil isteden kunne anvende manuell betjening. En fagmann vil lett kunne velge et egnet apparat til å skaffe funksjonen til regulatoren 80 i lys av den foreliggende beskrivelse. Den avledede luft kan rett og slett tømmes ut i atmosfæren som vist på fig. 1. For this reason, organs are preferably arranged to divert compressed air coming out of the first compressor stage under starting conditions, the diverted air being led outside the second compressor stage. In the embodiment shown, a diversion channel 76 as schematically shown in fig. 1 connected to the bypass passage 44 to receive compressed air from the first compressor stage 14 when a valve 78 is operated during start-up. An automatic regulator 80 is shown to control the valve 78, but it will be possible to use manual operation instead. A person skilled in the art will easily be able to select a suitable device to provide the function of the regulator 80 in light of the present description. The diverted air can simply be discharged into the atmosphere as shown in fig. 1.

Der er en grunnleggende forskjell mellom den foreliggende oppfinnelse og teknikkens stand. Den utformning som er beskrevet med sine absolutte områder for spesifikke hastigheter, samlet trykkforhold og oppdeling av trykkforholdet mellom første-trinns- og annettrinns-kompressorene, koblet med et mekanisk og aerodynamisk tilpasset drivelement, nærmere bestemt radialturbin-gassgeneratoren, gir for første gang en uventet mulighet for å oppnå høyere trykkforhold enn 20:1 i en turbinmotor på under f.eks. 1000 hk. Denne mulighet har vært fullstendig oversett av hele aero- og turbinindustrien, noe som fremgår av et foredrag under Rolls Royce European Symposium under tittelen "Small Engine Technology" av Philip G. Ruffles, publi-sert i Aeronautical Journal of the Royal Aeronautical Society, jan/feb 1984, hvor de høyeste antatte trykkforhold for slike motorstørrelser ligger i området 14:1-16:1. There is a fundamental difference between the present invention and the prior art. The design described with its absolute ranges for specific speeds, total pressure ratio and division of the pressure ratio between the first-stage and second-stage compressors, coupled with a mechanically and aerodynamically adapted drive element, more specifically the radial turbine gas generator, provides for the first time an unexpected possibility of achieving a higher pressure ratio than 20:1 in a turbine engine of less than e.g. 1000 hp. This possibility has been completely overlooked by the entire aero and turbine industry, as evidenced by a lecture at the Rolls Royce European Symposium entitled "Small Engine Technology" by Philip G. Ruffles, published in the Aeronautical Journal of the Royal Aeronautical Society, Jan /feb 1984, where the highest assumed pressure ratios for such engine sizes lie in the range 14:1-16:1.

På grunn av den høye omkretshastighet som er mulig med en radialturbin, f.eks. over 700 m/s ifølge den foreliggende oppfinnelse, er likevektstemperaturen av de forbrenningsgasser som treffer spissene 70a av turbinbladene, og dermed temperaturen av metallet i turbinen meget lavere (ca. 100-200°C lavere) Due to the high peripheral speed possible with a radial turbine, e.g. above 700 m/s according to the present invention, the equilibrium temperature of the combustion gases that hit the tips 70a of the turbine blades, and thus the temperature of the metal in the turbine is much lower (approx. 100-200°C lower)

enn i et aksialturbintrinn som utsettes for den samme dyse-innløpstemperatur. De høye bladspisshastigheter i radialturbinen ifølge den foreliggende oppfinnelse, som er bestemt av kompressor-kravene, skaffer således faktisk en ytterligere fordel med hensyn til lavere metalltemperaturer. Dette tillater bruk av høyere turbin-innløpstemperaturer som sammen med det høye trykkforhold i henhold til oppfinnelsen resulterer i et meget lavt spesifikt brenselforbruk. Det høye trykkforhold i syklusen ifølge den foreliggende oppfinnelse kan skaffe høy varmevirkningsgrad ved forbrenningstemperaturer opptil ca. 1200°C med foreliggende materialer uten at turbinrotoren må kjøles. Ved dette temperaturnivå vil alle eksisterende aksialturbiner kreve avkjøling. Når gassgeneratorer i henhold til den foreliggende oppfinnelse benytter trykkforhold på godt over 20:1, vil det kunne være ønskelig å kjøle radialturbinen eller benytte ikke-metalliske materialer i rotoren, idet virkningsgraden på denne måte vil kunne bli ytterligere forbedret. Avkjøling vil også kunne anvendes for øking av den spesifikke effekt selv om varmevirkningsgraden ikke ville bli forbedret. than in an axial turbine stage subjected to the same nozzle inlet temperature. The high blade tip speeds in the radial turbine according to the present invention, which are determined by the compressor requirements, thus actually provide a further advantage with regard to lower metal temperatures. This allows the use of higher turbine inlet temperatures which together with the high pressure ratio according to the invention result in a very low specific fuel consumption. The high pressure ratio in the cycle according to the present invention can provide a high thermal efficiency at combustion temperatures of up to approx. 1200°C with existing materials without the turbine rotor having to be cooled. At this temperature level, all existing axial turbines will require cooling. When gas generators according to the present invention use pressure ratios of well over 20:1, it may be desirable to cool the radial turbine or use non-metallic materials in the rotor, as the efficiency can be further improved in this way. Cooling could also be used to increase the specific effect even if the heat efficiency would not be improved.

Den gassgenerator som er vist på fig. 1, menes for tiden ideelt The gas generator shown in fig. 1, is currently considered ideal

å kunne arbeide med et samlet trykkforhold på ca. 20:1/ gi en ekvivalent akselkraft på ca. 700 hk med en luftstrøm på ca. to be able to work with a total pressure ratio of approx. 20:1/ give an equivalent axle power of approx. 700 hp with an air flow of approx.

1,8 kg/s og en turbin-innløpstemperatur på over ca. 1204°C, 1.8 kg/s and a turbine inlet temperature of over approx. 1204°C,

ha en varmevirkningsgrad på ca. 35% og anvende et gassgenerator-turbinekspansjonsforhold på ca. 5,0:1. Turbinrotorhastigheten vil være ca. 92 000 o/min svarende til en hastighet av turbin-bladenes spiss på ca. 750 m/s. Viktig er det at det anslåtte have a heat efficiency of approx. 35% and use a gas generator-turbine expansion ratio of approx. 5.0:1. The turbine rotor speed will be approx. 92,000 rpm, corresponding to a speed of the tip of the turbine blades of approx. 750 m/s. What is important is that it estimated

ekvivalente motorbrenselforbruk ville være ca. 0,16-0,18 kg/hk.h, noe som kan sammenlignes med gassgeneratorer i konvensjonelle rekupererte gassturbinmotorer under utvikling. Den spesifikke vekt av motorer som anvender den foreliggende gassgenerator, equivalent engine fuel consumption would be approx. 0.16-0.18 kg/hk.h, which is comparable to gas generators in conventional recuperated gas turbine engines under development. The specific weight of engines using the present gas generator,

er bare ca. 10% av vekten av en sammenlignbare dieselmotor. is only approx. 10% of the weight of a comparable diesel engine.

Hittil har de ovennevnte varmevirkningsgrader bare kunnet oppnås i meget store (f.eks. > 30 000 hk) gassturbinmotorer under anvendelse av aksialkomponenter eller i mindre kraft-enheter som anvender lavere kraftforhold og benytter rekupera-torer/regeneratorer. Dieselmotorer med lav hastighet vil naturligvis oppvise bedre varmevirkningsgrader, men være betyde-lig større og tyngre. Up until now, the above-mentioned heat efficiency rates have only been achievable in very large (eg > 30,000 hp) gas turbine engines using axial components or in smaller power units that use lower power ratios and use recuperators/regenerators. Diesel engines with low speed will of course have better thermal efficiency, but will be significantly larger and heavier.

Det vil være klart for fagfolk at forskjellige modifikasjoner og variasjoner vil kunne utføres i gassturbin-gassgeneratoren ifølge den foreliggende oppfinnelse uten at man avviker fra området for eller idéen med oppfinnelsen. It will be clear to those skilled in the art that various modifications and variations will be possible in the gas turbine-gas generator according to the present invention without deviating from the scope or idea of the invention.

Claims

1. A single-rotor two-stage high performance compressor unit (12) comprising a double inlet centrifugal compressor first stage (14), a single inlet centrifugal compressor second stage (40), the second stage compressor being connected to receive gas exiting the first stage compressor, and a shaft assembly for coaxially supporting both the first and second stage compressors for dependent rotation at the same speed, or high efficiency single rotor gas turbine gas generator (10) comprising (a) a compressor unit as indicated above, (b) combustion means (60) operatively connected to the second stage outlet (52) for receiving the compressed air and burning fuel using the compressed air to form combustion gases, (c) a single-stage radial turbine (66) having an inlet and an outlet and operatively connected directly to the shaft assembly drive and also in flow communication with the combustor (12) to receive the combustion gases at the turbine inlet and partially expand them, and (d) means in flow communication with the turbine outlet for conducting the partially expanded combustion gases for further expansion which may produce additional external work, or gas turbine engine comprising a gas generator as indicated above in combination with a free-effect turbine (90), or jet engine with a gas generator as indicated above in combination with a free-jet drive device (92), characterized in that (a) the overall pressure ratio across the compressor unit is greater than 15:1, (b) the pressure ratio across the first compression stage is greater than approximately twice of the pressure ratio across the second compression stage and (c) the specific speed of the first and second compression stages is greater than 0.60.

2. Compressor unit or gas generator or turbine engine or jet engine as stated in claim 1, characterized in that the specific speed in the first and second compression stages is close to their respective optimal values and both lie between 0.65 and 0.85.

3. Compressor unit or gas generator or turbine engine or jet engine as specified in claim 1 or 2, characterized in that the overall pressure ratio over the first and second compression stages is greater than 20:1.

4. Compressor unit or gas generator or turbine engine or jet engine as specified in one of the preceding claims, characterized in that the pressure ratio in the first compression stage is between 6:1 and 9:1.

5. Compressor unit or gas generator or turbine engine or jet engine as specified in one of the preceding claims, characterized in that the pressure ratio in the second compression stage is between 2:1 and 4:1.

6. Gas generator or turbine engine or jet engine as specified in one of the preceding claims, characterized in that essentially all the air leaving the second-stage compressor is received by the combustion means.

7. Gas generator or turbine engine or jet engine as specified in one of the preceding claims, characterized in that the first-stage compressor and the second-stage compressor are coaxial with the radial turbine, and that this is operated at a peripheral speed of over 700 m/s.

8. Compressor unit or gas generator or turbine engine or jet engine as specified in one of the preceding claims, characterized in that the relative inlet Mach number at the blade tip in the first stage double inlet compressor is approx. 1.4 or more.

9. Compressor unit or gas generator or turbine engine or jet engine as specified in one of the preceding claims, characterized in that it includes means for, during the start-up phase, to carry away part of the compressed air that comes out of the first compression stage.

10. Gas generator or turbine engine or jet engine as specified in one of the preceding claims, characterized by the specific speed of the radial turbine being between 0.50 and 0.75.

11. Compressor unit or gas generator or turbine engine or jet engine as stated in one of the preceding claims, characterized in that. it comprises turbine means for driving both the first stage and the second stage compressor, the turbine means having a specific speed in excess of 0.50.

12. Compressor unit or gas generator or turbine engine or jet engine as stated in claim 11, characterized in that the specific speed of the turbine elements is in the range 0.50-0.75.

13. Compressor unit or gas generator or turbine engine or jet engine as stated in claim 11 or 12, characterized in that the turbine members are mounted on the shaft assembly for rotation at the same speed.

14. Compressor unit or gas generator or turbine engine or jet engine as stated in claim 13, characterized in that it comprises a single-stage radial turbine mounted on the shaft assembly for operation of both the first-stage and second-stage compressor at the same speed.