NO164734B - Kompressorenhet, gassturbin-gassgenerator, gassturbinmotor og jetmotor. - Google Patents

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

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

en gassturbinmotor omfattende en gassgenerator som angitt ovenfor i kombinasjon med en frieffektturbin, og

en jetmotor med en gassgenerator som angitt ovenfor i kombinasjon med en frijet-drivinnretning.

Der foreligger et påvist behov for gassturbin-kraftanlegg

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-

lertid vært et anerkjent faktum og en vesentlig ulempe ved tidligere kjente innretninger.

Tidligere forsøk på å skaffe gassturbin-kraftanlegg har anvendt mange forskjellige utformninger som inneholder sentrifugal-

og radialkomponenter. F.eks. viser US-PS 3 080 713 et dobbelt-innløps-lavtrykkssentrifugal-kompressortrinn og et enkelt-innløps-lavtrykkssentrifugalkompressortrinn og et enkelt-

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.

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.

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.

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).

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.

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.

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.

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.

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,

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

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.

Det samlede trykkforhold for gassgeneratoren over det første

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.

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.

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 .

Den enrotors, totrinnskompressorenhet med høy ytelse ifølge oppfinnelsen, slik den er generelt beskrevet, omfatter et dobbeltinnløps-sentrifugalkompressor-førstetrinn,

et enkeltinnløps-sentrifugalkompressor-annettrinn, idet annettrinns-kompressoren er operativt forbundet med førstetrinns-

kompressoren for å motta, giass som kommer ut fra denne, og

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.

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.

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.

Det vil nå bli henvist i detalj til den for tiden foretrukne utførelsesform for oppfinnelsen som er vist på tegningen.

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

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-

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.

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.

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.

1 er overtrykksrommet 42 strømningsforbundet med en forbi-føringskanal 44 som i sin tur står i strømningsforbindelse med innløpskammeret 46 til høytrykks-kompressortrinnet 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.

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,

forbi høytrykks-kompressorrotoren 58 og inn i tilførsels-over-trykkskammeret 54 for forbrenningsinnretningen.

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.

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.

Komponentvirkningsgradene i pumper, kompressorer og turbiner

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:

hvor: co = vinkelhastigheten i s

Q = volumetrisk strømningsmengde i m 3/s

AH = spesifikk effekt i 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.

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

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.

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.

I den viste utførelsesform innbefatter gassgeneratoren 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.

610 580 inneholder detaljer ved et apparat som er spesielt egnet for akselmontasjen 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

at det mottar de delvis ekspanderte forbrenningsgasser fra denne for å føre dem f.eks. til en nedstrøms frikraft-turbin-

enhet 90 eller et frijet-fremdriftsapparat 92 (fig. IA)

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).

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

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

ca. 0,65-0,85 og et spesifikt hastighetsområde for radialturbinen på ca. 0,50-0,75.

Områdene "B" viser at en annettrinns-sentrifugalkompressor

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.

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.

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.

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.

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)

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.

Den gassgenerator som er vist på fig. 1, menes for tiden ideelt

å kunne arbeide med et samlet trykkforhold på ca. 20:1/ gi en ekvivalent akselkraft på ca. 700 hk med en luftstrøm på ca.

1,8 kg/s og en turbin-innløpstemperatur på over ca. 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

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,

er bare ca. 10% av vekten av en sammenlignbare dieselmotor.

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.

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.

Claims (14)

1. Enrotors, totrinns kompressorenhet (12) med høy ytelse, omfattende et dobbeltinnløps-sentrifugalkompressor-førstetrinn (14), et enkeltinnløps-sentrifugalkompressor-annettrinn (40), 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, eller enrotors gassturbin-gassgenerator (10) med høy virkningsgrad, omfattende (a) en kompressorenhet som angitt ovenfor, (b) forbrenningsorganer (60) som er operativt forbundet med annettrinnsutløpet (52) for å motta den komprimerte luft og forbrenne brensel under anvendelse av den komprimerte luft for å danne forbrenningsgasser, (c) en ettrinns radialturbin (66) som har et innløp og et utløp og er operativt forbundet direkte med akselmontasjedriften og også strømningsforbundet med forbrenningsenheten (12) for å motta forbrenningsgassene ved turbininnløpet og delvis ekspandere disse, og (d) organer som er strømningsforbundet med turbinutløpet for å føre de delvis ekspanderte forbrenningsgasser til videre ekspansjon som kan produsere ytterligere ytre arbeid, eller gassturbinmotor omfattende en gassgenerator som angitt ovenfor i kombinasjon med en frieffektturbin (90), eller jetmotor med en gassgenerator som angitt ovenfor i kombinasjon med en frijet-drivinnretning (92), karakterisert ved at (a) det samlede trykkforhold over kompressorenheten er større enn 15:1, (b) trykkforholdet over det første kompresjonstrinn er større enn omtrent det dobbelte av trykkforholdet over det annet kompresjonstrinn og (c) den spesifikke hastighet av det første og annet kompresjonstrinn er større enn 0,60.

2. Kompressorenhet eller gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i krav 1, karakterisert ved at den spesifikke hastighet i det første og annet kompresjonstrinn ligger tett opp til sine respektive optimale verdier og begge ligger på mellom 0,65 og 0,85.

3. Kompressorenhet eller gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i krav 1 eller 2, karakterisert ved at det samlede trykkforhold over det første og annet kompresjonstrinn er større enn 20:1.

4. Kompressorenhet eller gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i et av de foregående krav, karakterisert ved at trykkforholdet i det første kompresjonstrinn ligger på mellom 6:1 og 9:1.

5. Kompressorenhet eller gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i et av de foregående krav, karakterisert ved at trykkforholdet i det annet kompresjonstrinn ligger på mellom 2:1 og 4:1.

6. Gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i et av de foregående krav, karakterisert ved at hovedsakelig all luften som forlater annettrinns-kompressoren, mottas av forbrenningsorganene.

7. Gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i et av de foregående krav, karakterisert ved at førstetrinnskompressoren og annettrinnskompressoren er koaksiale med radialturbinen, og at denne drives med en omkretshastighet på over 700 m/s.

8. Kompressorenhet eller gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i et av de foregående krav, karakterisert ved at det relative innløps-Mach-tall ved bladspissen i førstetrinns-dobbeltinnløps-kompressoren er på ca. 1,4 eller mer.

9. Kompressorenhet eller gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i et av de foregående krav, karakterisert ved at den omfatter organer til under oppstartingsfasen å føre bort en del av den komprimerte luft som kommer ut av det første kompresjonstrinn.

10. Gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i et av de foregående krav, karakterisert ved åt den spesifikke hastighet av radialturbinen ligger på mellom 0,50 og 0,75.

11. Kompressorenhet eller gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i et av de foregående krav, karakterisert ved at. den omfatter turbin-organer til å drive både førstetrinns- og annettrinns-kompressoren, idet turbinorganene har en spesifikk hastighet på over 0,50.

12. Kompressorenhet eller gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i krav 11, karakterisert ved at den spesifikke hastighet av turbinorganene ligger i området 0,50-0,75.

13. Kompressorenhet eller gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i krav 11 eller 12, karakterisert ved at turbinorganene er montert på aksel-montas jen for omdreining med samme hastighet.

14. Kompressorenhet eller gassgenerator eller turbinmotor eller jetmotor som angitt i krav 13, karakterisert ved at den omfatter en ettrinns radialturbin montert på akselmontasjen for drift av både førstetrinns- og annettrinnskompressoren med samme hastighet.