WO2009074355A1 - Axialturbomaschine mit reduzierten spaltverlusten - Google Patents

Axialturbomaschine mit reduzierten spaltverlusten Download PDF

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WO2009074355A1
WO2009074355A1 PCT/EP2008/054849 EP2008054849W WO2009074355A1 WO 2009074355 A1 WO2009074355 A1 WO 2009074355A1 EP 2008054849 W EP2008054849 W EP 2008054849W WO 2009074355 A1 WO2009074355 A1 WO 2009074355A1
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ring
axial
vane
vane ring
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PCT/EP2008/054849
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French (fr)
Inventor
Hans-Thomas Bolms
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Siemens AG
Siemens Corp
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Siemens AG
Siemens Corp
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D11/00—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages
    • F01D11/001—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages for sealing space between stator blade and rotor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D11/00—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages
    • F01D11/02—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages by non-contact sealings, e.g. of labyrinth type
    • F01D11/025—Seal clearance control; Floating assembly; Adaptation means to differential thermal dilatations
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/20—Three-dimensional
    • F05D2250/23—Three-dimensional prismatic
    • F05D2250/232—Three-dimensional prismatic conical

Definitions

  • the invention relates to an axial turbomachine with a
  • An axial turbomachine is, for example, an axial turbine for a gas turbine.
  • a conventional axial turbine 101 shown in FIG. 2 is flowed through from its inlet 102 to its outlet 103.
  • the axial turbine 101 is formed by an opening in the flow direction annular channel which is bounded on the outside by a housing 104 and the inside of a hub 116.
  • a plurality of rotor stages 107 and a plurality of stator stages 108 are arranged, wherein the rotor stages 107 and the stator stages 108 are arranged alternately seen in the flow direction of the axial turbine 101.
  • the rotor stages 107 are each formed by a plurality of rotor blades 109, which are arranged side by side on the outer circumference of a rotor disk 113.
  • the stator stages 108 are each formed by a plurality of vanes 114 which are juxtaposed and secured along the inner circumference of the housing 104.
  • the vanes 114 have on the housing side a shroud 115, with which the vanes 114 are joined together to form a vane ring. Facing the longitudinal axis of the axial turbine 101, the guide vanes 114, the hub 116, which has on its side facing the rotor disc 113 a hub inner side 119.
  • the hub inner side 119 is arranged adjacent to a rotor disk outer side 120.
  • the inner side of the hub 119 and the outer side of the rotor disk 120 are designed as two cylinder surfaces arranged concentrically with respect to one another, which are arranged at a radial distance 122 from one another. Due to the radial distance 122 between the hub inner side 119 and the rotor disc outer 120, a radial gap 121 is provided which has the radial gap height 122.
  • the rotor disc 113 rotates, whereas the guide vane 114 with its hub 116 remains stationary.
  • a relative movement wherein it is prevented by providing the radial gap 121, that the hub inner side 119 and the rotor disk outer side 120 touch and grind against each other.
  • both the housing 104 with the guide vanes 114 and the rotor blades 109 with the rotor disk 113 are in contact with hot gas.
  • the housing 104 with the blades 109 has a more massive construction than the rotor disks 113 with the races 109. Therefore, the housing 104 and the vanes 114 heat up more slowly than the rotor disks 113 and the blades 109, whereby the rotor disk 113 is seen relative to the housing 104 expands to the outside.
  • the housing 104 with the guide vanes 114 attached thereto retains the original position.
  • the Radialspat 121 is provided correspondingly dimensioned with the radial gap height 122.
  • the disadvantage is that flows through the radial gap 121, a leakage flow that affects the aerodynamic efficiency of the axial turbine 101.
  • the operation of the axial turbine 101 is affected due to the provision of the radial gap 121, so that the performance and efficiency of the axial turbine 101 is reduced.
  • the object of the invention is to provide an axial turbine whose gap losses are low.
  • the axial turbine according to the invention has a conical housing in the throughflow direction, a guide vane ring attached thereto and a rotor which is connected to the guide
  • the inner rim of the vane ring facing the longitudinal axis of the axial turbomachine and the surface portion of the rotor facing the inner side of the vane ring are arranged at a radial distance from one another to form a radial gap and are designed as conical frustoconical surfaces arranged concentrically to one another in the flow direction ,
  • the radial gap has a conical course and can be minimized during operation of the axial turbomachine to reduce lossy, flowing through the annular gap leakage flow.
  • a different expansion speed of the housing and the stator vanes on the one hand and the rotor on the other hand can be adjusted.
  • the radial gap is reduced in an axial displacement of the rotor opposite to the opening of the frustoconical surfaces.
  • the radial distance at each point of the radial gap has the same value.
  • the two frusto-conical surfaces are arranged exactly concentric with each other, whereby a maximum possible clearance for a relative movement between the rotor and the vane ring is provided with the radial gap.
  • the opening angle of the frustoconical surface of the vane ring, the opening angle of the frustoconical surface of the rotor and the opening angle of the portion of the housing, which is located outside of the frusto-conical surfaces in the radial direction have the same opening angle.
  • the opening angle of the radial gap between the frustoconical surface of the rotor and the frustoconical surface of the vane ring may alternatively also be dependent on the distance of the radial gap from the axial bearing of the rotor.
  • the opening angle should be chosen so that the imaginary
  • Extension of the frustoconical surfaces converges in an imaginary cone tip and the cone tip is at that axial position, the longitudinal axis of the rotor, on which also the axial position of the axial bearing of the rotor is provided.
  • the rotor has a first group of blades and a second group of blades, the first group of blades being upstream and the second group of blades being downstream of the vane ring.
  • the blades are radially arranged at a distance from the housing, whereby a radial gap is formed in the housing area between the housing and the rotor blades.
  • the opening angle of the portion of the housing which is located in the radial direction outside the frustoconical surfaces, has the same opening angle as the frustoconical surfaces, the radial gap on the blades is substantially parallel to the frusto-conical running surfaces running.
  • the radial gap on the blades as well as the radial gap between the frustoconical surfaces is hydraulically optimized.
  • the rotor preferably has two rotor disks arranged side by side in the axial direction, the outer peripheral surfaces of which form the frustoconical surface of the rotor.
  • the first group of rotor blades is provided for the first rotor disk and the second group of rotor blades is provided for the second rotor disk, so that the two rotor disks are disposed adjacent one another in the axial direction.
  • the transition between the two rotor bridged by the frustoconical surface of the vane ring.
  • the vane ring comprises a plurality of vanes, which are arranged side by side in the circumferential direction and each hub side have a Leitschaufelkopfplatte with which an inner ring of the vane ring is formed.
  • the vane ring has a U-ring, which is arranged in the radial direction inside of the Leitschaufelkopflatten this encompassing, so that from the U-ring, the Leitschaufelkopfplatten are held together to the inner ring.
  • the frustoconical surface of the vane ring is provided on the radially inner side of the U-ring.
  • a stable construction of the guide vane ring is provided by means of the U-ring and, on the other hand, the frustoconical surface of the vane ring is formed.
  • a gas seal device be provided in the radial gap at the frustoconical surface of the vane ring and / or the truncated cone surface of the rotor. As a result, the flow resistance of the radial gap is increased, whereby the leakage flow through the radial gap is reduced.
  • the sealing device is preferably a labyrinth and / or a honeycomb.
  • the labyrinth and / or honeycomb may be of conventional design.
  • the U-ring is exposed to sealing gas. Due to the fact that the mass flow of the leakage flow, which occurs during operation of the axial turbomachine through the radial gap, is reduced, the barrier gas fraction can be reduced. be graced. Thus, a further increase in the efficiency of the axial turbomachine is achieved.
  • Fig. 1 shows a longitudinal section of an axial turbine according to the invention
  • Fig. 2 is a longitudinal section of a conventional axial turbine.
  • an axial turbine 1 can be flowed through from its inlet 2 to its outlet 3.
  • the axial turbine 1 has a housing 4 which has a housing contour 5 on its inside. Seen to the longitudinal axis of the axial turbine 1, this has a hub contour 6, wherein between the housing contour 5 and the hub contour 6 is formed in the flow direction widening annular channel.
  • Each rotor stage 7 has a plurality of rotor blades 9, which are formed elongated in the radial direction and each have a blade root 10 on the hub side.
  • the runners 9 On the housing side, the runners 9 each have a blade tip 11, which is arranged at a distance from the housing 4, so that a rotor blade gap 12 is formed between the housing 4 and the blade tip 11.
  • the axial turbine 1 furthermore has a plurality of rotor disks 13 threaded in the axial direction, wherein a plurality of rotor blades 9 with their blade feet 10 are fastened on the outer circumference of each rotor disk 13.
  • Each vane ring 8 is formed by a plurality of vanes 14, which are arranged side by side in the circumferential direction.
  • the guide vanes 14 form a cover band 15 on the housing side, and each have a guide vane head plate 16 on the hub side. With the guide vane head plate 16, the hub contour between two rotor stages 7 is formed.
  • the vane ring 8 also has a U-ring 17, which surrounds the vane head plates 16 and thus the guide vanes 14, so that the vane ring 8 is formed on the hub side as a stable structure. Seen in the axial direction, an axial gap 18 is formed between the U-ring 17 and the blade tips 10 located immediately upstream and the blade feet 10 located immediately downstream.
  • the U-ring 17 has on its inside viewed in the radial direction a frustoconical surface 19 which is inclined at the longitudinal axis of the axial turbine 1 by an opening angle. Facing the truncated cone surface 19, the two adjacent rotor disks 13 form on their outer circumference a frustoconical surface 20 which is concentric within the
  • Truncated cone surface 19 is located and forms the opening angle 23 with the longitudinal axis of the axial turbine.
  • the frustoconical surface 19 of the U-ring 17 and the frustoconical surface 20 of the rotor disks 13 are arranged at a radial distance from one another, so that a radial gap 21 is formed between the frustoconical surface 19 of the U-ring and the frustoconical surface 20 of the rotor disks 13.
  • Radial gap 21 has a constant radial gap height 22 across the axial direction.
  • a labyrinth 24 is provided within the radial gap 21.
  • the U-ring 17 is internally provided with a sealing air passage 25 by providing overpressure blocking air.
  • a blocking air hole 26 is provided in the region of the radial gap 18, so that sealing air is introduced through the sealing air hole 26 and the axial gap 18 to reduce the leakage flow.
  • an axial displacement of the rotor stages 7 can take place from the outlet 3 to the inlet 2 through a rotor displacement, so that the radial gap height 22 is reduced. As a result, the mass flow of the leakage flow through the radial gap is reduced.

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  • General Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

Eine Axialturbomaschine weist ein in Durchströmungsrichtung konisches Gehäuse (4), einen daran festgelegten Leitschaufelkranz (8) und einen Rotor auf, der an dem Leitschaufelkranz diesen nach innen unmittelbar angrenzend angeordnet ist, wobei die der Längsachse der Axialturbomaschine (1) zugewandte Innenseite des Leitschaufelkranzes und der der Innenseite des Leitschaufelkranzes (8) zugewandte Oberflächenabschnitt des Rotors in einem Radialabstand (22) zueinander unter Ausbilden eines Radialspalts (21) angeordnet sind und als konzentrisch zueinander angeordnete in Durchströmungsrichtung konische Kegelstumpf flächen (19, 20) ausgebildet sind.

Description

Beschreibung
Axialturbomaschine mit reduzierten Spaltverlusten
Die Erfindung betrifft eine Axialturbomaschine mit einem
Leitschaufelkranz, der derart gestaltet ist, dass die Spaltverluste an dem Leitschaufelkranz reduziert sind.
Eine Axialturbomaschine ist beispielsweise eine Axialturbine für eine Gasturbine. Eine in Fig. 2 gezeigte herkömmliche Axialturbine 101 wird von ihrem Eintritt 102 her zu ihrem Austritt 103 hin durchströmt. Die Axialturbine 101 ist gebildet von einem in der Durchströmungsrichtung sich öffnenden Ringkanal, der außen von einem Gehäuse 104 und innen von einer Nabe 116 begrenzt ist. In dem Ringkanal ist eine Mehrzahl von Rotorstufen 107 und eine Mehrzahl von Statorstufen 108 angeordnet, wobei die Rotorstufen 107 und die Statorstufen 108 sich abwechselnd in der Durchströmungsrichtung der Axialturbine 101 gesehen angeordnet sind. Die Rotorstufen 107 sind jeweils von einer Mehrzahl von Laufschaufeln 109 gebildet, die auf dem Außenumfang einer Rotorscheibe 113 nebeneinander liegend angeordnet sind.
Die Statorstufen 108 sind jeweils von einer Mehrzahl von Leitschaufeln 114 gebildet, die entlang des Innenumfangs des Gehäuses 104 nebeneinander liegend angeordnet und an diesem befestigt sind. Die Leitschaufeln 114 weisen gehäuseseitig ein Deckband 115 auf, mit dem die Leitschaufeln 114 zu einem Leitschaufelkranz zusammengefügt sind. Der Längsachse der Axialturbine 101 zugewandt weisen die Leitschaufeln 114 die Nabe 116 auf, die an ihrer der Rotorscheibe 113 zugewandten Seite eine Nabeninnenseite 119 aufweiset. Die Nabeninnenseite 119 ist an einer Rotorscheibenaußenseite 120 benachbart angeordnet. Die Nabeninnenseite 119 und die Rotorscheibenaußen- seite 120 sind als zwei konzentrisch zueinander angeordnete Zylinderflächen ausgebildet, die im Radialabstand 122 zueinander angeordnet sind. Aufgrund des Radialabstands 122 ist zwischen der Nabeninnenseite 119 und der Rotorscheibenaußen- seite 120 ein Radialspalt 121 vorgesehen, der die Radialspalthöhe 122 hat. Beim Betrieb der Axialturbine 101 dreht sich die Rotorscheibe 113, wohingegen die Leitschaufel 114 mit ihrer Nabe 116 stationär bleibt. Dadurch stellt sich zwi- sehen der Nabe 116 und der Rotorscheibe 113 eine Relativbewegung ein, wobei unter Vorsehen des Radialspalts 121 unterbunden ist, dass die Nabeninnenseite 119 und die Rotorscheibenaußenseite 120 sich berühren und aneinander schleifen.
Beim Betrieb der Axialturbine 101 stehen sowohl das Gehäuse 104 mit den Leitschaufeln 114 als auch die Laufschaufeln 109 mit der Rotorscheibe 113 in Kontakt mit heißem Gas. Das Gehäuse 104 mit den Laufschaufeln 109 hat eine massivere Bauweise als die Rotorscheiben 113 mit den LaufSchlaufen 109. Daher erwärmen sich das Gehäuse 104 und die Leitschaufeln 114 langsamer als die Rotorscheiben 113 und die Laufschaufeln 109, wodurch sich die Rotorscheibe 113 relativ zum Gehäuse 104 gesehen nach außen ausdehnt. Dagegen behält das Gehäuse 104 mit den daran befestigten Leitschaufeln 114 die ursprüng- liehe Lage bei. Dadurch besteht die Gefahr, dass der Radialspalt 121 zumindest teilweise überbrückt wird, so dass die Rotorscheibe 113 die Nabe 116 berührt und diese beschädigt. Um dies zu verhindern ist der Radialspat 121 entsprechend dimensioniert mit der Radialspalthöhe 122 vorgesehen.
Nachteilig ist, dass durch den Radialspalt 121 eine Leckageströmung strömt, die den aerodynamischen Wirkungsgrad der Axialturbine 101 beeinträchtigt. Somit ist die Wirkungsweise der Axialturbine 101 aufgrund des Vorhaltens des Radialspalts 121 beeinträchtigt, so dass die Leistung und Effizienz der Axialturbine 101 reduziert ist.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine Axialturbine zu schaffen, deren Spaltverluste gering sind.
Die erfindungsgemäße Axialturbine weist ein in Durchströmungsrichtung konisches Gehäuse, einen daran befestigten Leitschaufelkranz und einen Rotor auf, der an dem Leitschau- felkranz diesen nach innen unmittelbar angrenzend angeordnet ist, wobei die der Längsachse der Axialturbomaschine zugewandte Innenseite des Leitschaufelkranzes und der der Innenseite des Leitschaufelkranzes zugewandte Oberflächenabschnitt des Rotors in einem Radialabstand zueinander unter Ausbilden eines Radialspalts angeordnet sind und als konzentrisch zueinander angeordnete in Durchströmungsrichtung konische Kegelstumpfflächen ausgebildet sind.
Dadurch hat der Radialspalt einen konischen Verlauf und kann im Betrieb der Axialturbomaschine minimiert werden, um verlustbehaftete, durch den Ringspalt strömende Leckageströmung zu vermindern. Ferner kann durch Anpassen des Öffnungsgrads der Kegelstumpfflächen eine unterschiedliche Ausdehnungsge- schwindigkeit des Gehäuses und der Leitschaufeln einerseits und des Rotors andererseits eingestellt werden. Außerdem wird der Radialspalt bei einer Axialverschiebung des Rotors entgegen der Öffnung der Kegelstumpfflächen verkleinert. Durch das Vorsehen der Kegelstumpfflächen ist das nabenseitige Um- strömen des Leitschaufelkranzes verringert, wodurch der Wirkungsgrad der Axialturbomaschine erhöht ist.
Bevorzugt hat der Radialabstand an jeder Stelle des Radialspalts denselben Wert.
Dadurch sind die beiden Kegelstumpfflächen exakt konzentrisch zueinander angeordnet, wodurch mit dem Radialspalt ein maximal mögliches Spiel für eine Relativbewegung zwischen dem Rotor und dem Leitschaufelkranz bereitgestellt ist.
Ferner ist es bevorzugt, dass der Öffnungswinkel der Kegelstumpffläche des Leitschaufelkranzes, der Öffnungswinkel der Kegelstumpffläche des Rotors und der Öffnungswinkel des Abschnitts des Gehäuses, der in Radialrichtung gesehen außer- halb der Kegelstumpfflächen liegt, denselben Öffnungswinkel haben . Der Öffnungswinkel des Radialspaltes zwischen der Kegelstumpffläche des Rotors und der Kegelstumpffläche des Leitschaufelkranzes kann alternativ auch abhängig von dem Abstand des Radialspaltes zum Axiallager des Rotors sein. Dabei ist der Öffnungswinkel so zu wählen, dass die gedachte
Verlängerung der Kegelstumpfflächen in einer gedachten Kegelspitze zusammenläuft und die Kegelspitze dabei an derjenigen axialen Position die Längsachse des Rotors liegt, an der auch die axial Position des Axiallagers des Rotors vorgesehen ist. Hierdurch kann selbst bei transienten Betriebszuständen der Gasturbine ein gleich groß bleibender Radialspalt erreicht werden .
Der Rotor weist eine erste Gruppe von Laufschaufeln und eine zweite Gruppe von Laufschaufeln auf, wobei die erste Gruppe von Laufschaufeln stromauf und die zweite Gruppe von Laufschaufeln stromab des Leitschaufelkranzes angeordnet sind. Die Laufschaufeln sind radial gesehen im Abstand zu dem Gehäuse angeordnet, wodurch im Gehäusebereich zwischen dem Ge- häuse und den Laufschaufeln ein Radialspalt ausgebildet ist. Dadurch, dass der Öffnungswinkel des Abschnitts des Gehäuses, der in Radialrichtung gesehen außerhalb der Kegelstumpfflächen liegt, denselben Öffnungswinkel wie die Kegelstumpfflächen hat, ist der Radialspalt an den Laufschaufeln im Wesent- liehen parallel zu den Kegelstumpfflächen verlaufend ausgebildet. Dadurch ist der Radialspalt an den Laufschaufeln ebenso wie der Radialspalt zwischen den Kegelstumpfflächen hydraulisch optimiert.
Bevorzugt weist der Rotor zwei in Axialrichtung gesehen nebeneinander liegende Rotorscheiben auf, deren Außenumfangs- flachen die Kegelstumpffläche des Rotors bilden.
Für die erste Rotorscheibe ist die erste Gruppe von Lauf- schaufeln und für die zweite Rotorscheibe die zweite Gruppe von Laufschaufeln vorgesehen, so dass in Axialrichtung gesehen die beiden Rotorscheiben aneinanderliegend angeordnet sind. Somit wird der Übergang zwischen den beiden Rotorschei- ben von der Kegelstumpffläche des Leitschaufelkranzes überbrückt .
Ferner ist es bevorzugt, dass der Leitschaufelkranz eine Mehrzahl von Leitschaufeln aufweist, die in Umfangsrichtung gesehen nebeneinander angeordnet sind und nabenseitig jeweils eine Leitschaufelkopfplatte haben, mit der ein Innenring des Leitschaufelkranzes gebildet ist.
Ferner ist es bevorzugt, dass der Leitschaufelkranz einen U- Ring aufweist, der in Radialrichtung gesehen innen an den Leitschaufelkopflatten diese umgreifend angeordnet ist, so dass von dem U-Ring die Leitschaufelkopfplatten zu dem Innenring zusammengehalten sind.
Bevorzugt hierbei ist, dass an der in Radialrichtung gesehen innen liegenden Seite des U-Rings die Kegelstumpffläche des Leitschaufelkranzes vorgesehen ist. Dadurch ist einerseits mittels des U-Rings eine stabile Konstruktion des Leitschau- felkranzes bereitgestellt und andererseits die Kegelstumpffläche des Leitschaufelkranzes gebildet.
Ferner ist es bevorzugt, dass in dem Radialspalt an der Kegelstumpffläche des Leitschaufelkranzes und/oder der Kegel- stumpffläche des Rotors eine Gasdichtungseinrichtung vorgesehen ist. Dadurch ist der Durchströmungswiderstand des Radialspalts erhöht, wodurch die Leckageströmung durch den Radialspalt verringert ist.
Bevorzugt ist die Dichtungseinrichtung ein Labyrinth und/oder ein Honeycomb. Vorteilhaft können das Labyrinth und/oder das Honeycomb von herkömmlicher Konstruktion sein.
Bevorzugt ist es, dass der U-Ring mit Sperrgas beaufschlagt ist. Dadurch, dass der Massenstrom der Leckageströmung, die sich beim Betrieb der Axialturbomaschine durch dem Radialspalt einstellt, reduziert ist, kann der Sperrgasanteil redu- ziert werden. Somit ist eine weitere Steigerung des Wirkungsgrads der Axialturbomaschine erreicht.
Im Folgenden wird die Erfindung anhand eines bevorzugten Aus- führungsbeispiels der erfindungsgemäßen Axialturbomaschine anhand der beigefügten schematischen Zeichnungen erläutert. Es zeigt:
Fig. 1 einen Längsschnitt einer erfindungsgemäßen Axialturbine und
Fig. 2 einen Längsschnitt einer herkömmlichen Axialturbine .
Wie es aus Fig. 1 ersichtlich ist, ist eine Axialturbine 1 von ihrem Eintritt 2 bis zu ihrem Austritt 3 durchströmbar. Die Axialturbine 1 weist ein Gehäuse 4 auf, das an seiner Innenseite eine Gehäusekontur 5 hat. Zur Längsachse der Axialturbine 1 hin gesehen weist diese eine Nabenkontur 6 auf, wobei zwischen der Gehäusekontur 5 und der Nabenkontur 6 ein sich in Durchströmungsrichtung aufweitender Ringkanal gebildet ist.
In dem Ringkanal in Axialrichtung gesehen hintereinander auf- gereiht und sich abwechselnd sind Rotorstufen 7 und Leitschaufelkränze 8 angeordnet. Jede Rotorstufe 7 weist eine Mehrzahl von Laufschaufeln 9 auf, die langgestreckt in Radialrichtung ausgebildet sind und nabenseitig jeweils einen Schaufelfuß 10 aufweisen. Gehäuseseitig weisen die Laufschau- fein 9 jeweils eine Schaufelspitze 11 auf, die im Abstand zu dem Gehäuse 4 angeordnet ist, so dass zwischen dem Gehäuse 4 und der Laufschaufelspitze 11 ein Laufschaufelspalt 12 ausgebildet ist.
Die Axialturbine 1 weist ferner eine Mehrzahl von in Axialrichtung aufgefädelten Rotorscheiben 13 auf, wobei am Außenumfang jeder Rotorscheibe 13 eine Mehrzahl von Laufschaufein 9 mit ihren Schaufelfüßen 10 befestigt ist. Jeder Leitschaufelkranz 8 ist von einer Mehrzahl von Leitschaufeln 14 gebildet, die in Umfangsrichtung nebeneinander liegend angeordnet sind. Die Leitschaufeln 14 bilden gehäuse- seitig ein Deckband 15, und weisen nabenseitig jeweils eine Leitschaufelkopfplatte 16 auf. Mit der Leitschaufelkopfplatte 16 ist die Nabenkontur zwischen zwei Rotorstufen 7 gebildet. Der Leitschaufelkranz 8 weist ferner einen U-Ring 17 auf, der die Leitschaufelkopfplatten 16 und somit die Leitschaufeln 14 umgreift, so dass der Leitschaufelkranz 8 nabenseitig als stabile Struktur ausgebildet ist. In Axialrichtung gesehen ist zwischen dem U-Ring 17 und den unmittelbar stromauf liegenden Laufschaufelfüßen 10 und den unmittelbar stromab liegenden Laufschaufelfüßen 10 jeweils ein Axialspalt 18 ausge- bildet. Der U-Ring 17 weist an seiner in Radialrichtung gesehenen Innenseite eine Kegelstumpffläche 19 auf, die an der Längsachse der Axialturbine 1 um einen Öffnungswinkel geneigt ist. Der Kegelstumpffläche 19 zugewandt bilden die beiden nebeneinander liegenden Rotorscheiben 13 an ihrem Außenumfang eine Kegelstumpffläche 20, die konzentrisch innerhalb der
Kegelstumpffläche 19 angesiedelt ist und den Öffnungswinkel 23 mit der Längsachse der Axialturbine bildet. Die Kegelstumpffläche 19 des U-Rings 17 und die Kegelstumpffläche 20 der Rotorscheiben 13 sind in Radialabstand zueinander ange- ordnet, so dass ein Radialspalt 21 zwischen der Kegelstumpffläche 19 des U-Rings und der Kegelstumpffläche 20 der Rotorscheiben 13 ausgebildet ist. Der Radialspalt 21 hat über die Axialrichtung eine konstante Radialspalthöhe 22.
Beim Betrieb der Axialturbine 1 drehen sich die Rotorstufen 7 um die Längsachse der Axialturbine 1, wohingegen das Gehäuse 4 und der Leitschaufelkranz 8 in stationärer Position sind. Dadurch ergibt sich eine Relativbewegung zwischen den Rotorstufen 7 und den Leitschaufelkränzen 8, wobei aufgrund des Axialspalts 18 und des Ringspalts 21 ein Berührkontakt zwischen den Rotorstufen 7 und den Leitschaufelkränzen 8 unterbunden ist. Beim Betrieb der Axialturbine 1 wird Arbeitsgas von dem Eintritt 2 zu dem Austritt 3 hin entspannt, so dass von dem Eintritt 2 zu dem Austritt 3 hin der statische Druck in dem Ringraum abnimmt. Dadurch ist stromab der Leitschaufel 14 der statische Druck niedriger als stromauf der Leitschaufel 14, so dass sich durch den Radialspalt 21 von stromauf der Leitschaufel 14 nach stromab der Leitschaufel 14 eine Leckageströmung einstellt.
Zur Reduktion des Massenstroms der Leckageströmung ist innerhalb des Radialspalts 21 ein Labyrinth 24 vorgesehen. Ferner ist der U-Ring 17 im Inneren mit einem Sperrluftkanal 25 versehen, indem Sperrluft mit Überdruck bereitgestellt ist. In dem U-Ring 17 ist im Bereich des Radialspalts 18 ein Sperr- luftloch 26 vorgesehen, so dass durch das Sperrluftloch 26 und den Axialspalt 18 zur Reduktion der Leckageströmung Sperrluft eingebracht wird.
Beim Betrieb der Axialturbine 1 kann durch eine Rotorver- Schiebung eine Axialverschiebung der Rotorstufen 7 von dem Austritt 3 zu dem Eintritt 2 hin erfolgen, so dass die Radialspalthöhe 22 verringert wird. Dadurch ist der Massenstrom der Leckageströmung durch den Radialspalt reduziert.

Claims

Patentansprüche
1. Axialturbomaschine mit einem in Durchströmungsrichtung konischen Gehäuse (4), einem daran festgelegten Leitschaufelkranz (8) und einem Rotor, der an dem Leitschaufelkranz (8) diesem nach innen unmittelbar angrenzend angeordnet ist, wobei die der Längsachse der Axialturbomaschine (1) zuge- wandte Innenseite des Leitschaufelkranzes (8) und der der Innenseite des Leitschaufelkranzes (8) zugewandte Oberflächenabschnitt des Rotors in einem Radialabstand (22) zueinander unter Ausbilden eines Radialspalts (21) angeordnet sind und als konzentrisch zueinander angeordnete, in Durch- Strömungsrichtung konische Kegelstumpfflächen (19, 20) ausgebildet sind.
2. Axialturbomaschine gemäß Anspruch 1, wobei der Radialabstand (22) an jeder Stelle des Radialspalts (21) denselben Wert hat.
3. Axialturbomaschine gemäß Anspruch 1 oder 2, wobei der Öffnungswinkel (23) der Kegelstumpffläche (19) des Leitschaufelkranzes (8), der Öffnungswinkel (23) der Kegelstumpffläche (20) des Rotors und der Öffnungswinkel (23) des Abschnitts (15) des Gehäuses (4), der in Radialrichtung gesehen außerhalb der Kegelstumpfflächen (19, 20] liegt, denselben Öffnungswinkel (23) haben.
4. Axialturbomaschine gemäß einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei der Rotor zwei in Axialrichtung gesehen nebeneinander liegende Rotorscheiben (13) aufweist, deren Außenumfangs- fläche die Kegelstumpffläche (20) des Rotors bilden.
Axialturbomaschine gemäß einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei der Leitschaufelkranz (8) eine Mehrzahl von Leitschaufeln (14) aufweist, die in Umfangsrichtung gesehen nebeneinander angeordnet sind und nabenseitig jeweils eine Leitschaufelkopfplatte (16) haben, mit der ein Innenring des Leitschaufelkranzes (8) gebildet ist.
6. Axialturbomaschine gemäß Anspruch 5, wobei der Leitschaufelkranz (8) einen U-Ring (17) aufweist, der in Radialrichtung gesehen innen an den Leitschaufel- kopfplatten (16) diese umgreifend angeordnet ist, so dass von dem U-Ring (17) die Leitschaufelkopfplatten (16) zu dem Innenring zusammengehalten sind.
7. Axialturbomaschine gemäß Anspruch 6, wobei an der in Radialrichtung gesehen innen liegenden Seite des U-Rings (17) die Kegelstumpffläche (19) des Leit- schaufelkranzes (8) vorgesehen ist.
8. Axialturbomaschine gemäß einem der Ansprüche 1 bis 7, wobei in dem Radialspalt (21) an der Kegelstumpffläche (191 des Leitschaufelkranzes (8) und/oder der Kegelstumpffläche (20) des Rotors eine Gasdichtungseinrichtung (24) vorgesehen ist.
9. Axialturbomaschine gemäß Anspruch 8, wobei die Dichtungseinrichtung ein Labyrinth (24) und/oder ein Honeycomb ist.
10. Axialturbomaschine gemäß einem der Ansprüche 6 bis 9, wobei der U-Ring (17) mit Sperrgas beaufschlagt ist.
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