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PROCEDE DE TRAVAIL POUR TURBINES A GAZ ET TURBINE A GAZ POUR LA REALISATION
DE CE PROCEDE.-
On connaît l'emploi d'échangeurs de chaleur dans les turbines à gaz, en particulier dans celles qui fonotionnent à pression constante, en vue d'augmenter leur rendement, ces échangeurs de chaleur permettant d'utiliser la chaleur des gaz d'échappement de la turbine pour réchauffer l'air comprimé dans une mesure aussi élevée que possible. De cette façon, grâce à l'emploi d'échan- geurs de chaleur appropriés, on peut élever le rendement de la turbine à gaz de 30 à 45 pour 100.
Or, l'éohangeur de chaleur, nécessaire à cet effet, est un dispositif très lourd, de sorte que dans les cas où la turbine à gaz doit être légère, donc, en premier lieu dans le cas d'emploi pour véhicules, avions, les échangeurs de chaleur ne peuvent pas être utilisés, tout au moins pas ceux qui permettraient de récupérer, d'une manière économique, la chaleur perdue,
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La méthode faisant l'objet de l'invention permet d'obtenir, même sans l'emploi étendu d'éehangeurs de chaleur et avec un poids propre réduit, un rendement global tellement élevé (25 à 45 pour 100) que l'emploi de la turbine à gaz devient économique même pour les buta mentionnés ci-dessus.
Dans de tels cas, en dehors du rendement favorable, le poids propre réduit du dispositif est également une condition importante. Il est donc essentiel qu'on puisse atteindre une grande puissance avec des dimensions aussi réduites que possible, condition à laquelle la méthode d'opération et la turbine à gaz, faisant l'objet de l'in- vention, satisfont également.
De façon générale, on a connu jusqu'ici le procédé utilisé dans les turbines à gaz fonctionnant à pression constante; ces turbines se caracté- risent par le fait que, dans une chambre de combustion se trouvant à l'amont de la partie turbine de la turbine à gaz, le combustible est brûlé dans l'air préa- lablement comprimé à pression constante; ensuite, les gaz résultant de la combus tion dans la turbine, subissent une détente, ce qui fournit du travail utile.
Comme nous le verrons aussi plus loin, ce procédé, d'une part, ne fournit pas un rendement très élevé et, d'autre part, il donne une puissance spécifique, (rapportée au kilogramme d'air traversant la turbine), sensiblement inférieure à celle qu'on obtient au moyen du procédé qui fait l'objet de l'invention. Par conséquent, pour obtenir une puissance donnée, il faut que la quantité de gaz qui traverse la turbine par unité de temps soit supérieure à celle qui traverse la turbine fonctionnant conformément à l'invention. Dans le premier cas, les dimensions du compresseur et de la turbine seront donc sensiblement supérieures, ce qui naturellement entraîne aussi un poids propre supérieur.
La turbine à gaz fonctionnant suivant l'invention, consiste en un compresseur, une turbine et en une chambre de combustion disposée après le compresseur. Dans la partie compresseur de la turbine, on comprime l'air à une certaine pression dont la valeur est choisie convenablement. Ensuite on opère la combustion dans l'air comprimé à pression constante, c'est-à-dire on intro- duit de la chaleur dans l'air; cette admission de chaleur est suivie, pendant la détente, d'une admission ultérieure de chaleur dans une partie de la turbine, de préférence,de manière que cette première partie de la détente soit pratique- ment isothermique, tandis que la détente qui suit cette première,soit plus pro- che de la détente adiabatique que de l'isothermique;
de préférence, celle-ci s'opère entièrement sans admission de chaleur. Grâce au choix approprié des
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pressions, c'est-à-dire des chutes de pression dans les étages de détente indivi- duels, on peut obtenir le rendemant favorable mentionné plus haut et une puissance spécifique relativement élevée, sans devoir porter la température maximum existant dans la turbine, au-delà de la limite encore admissible pour les matériaux de cons- truction, (c'est-à-dire au-delà d'environ 600 à 700 C.).
Dans les turbines à gaz, le travail nécessaire pour la compression de l'air est relativement très élevé par rapport au travail qu'on peut obtenir dans la partie turbine ; par exem- ple, il faut employer,environ 2/3 à 4/5 du travail total de la turbine à la com- mande du compresseur et ce n'est que le reste qui apparaît comme travail utile.
Par suite de cette circonstance, il est essentiel d'utiliser une turbine d'un bon rendement mécanique et en particulier, un compresseur d'un bon rendement qui, de plus, doivent présenter un encombrement réduit. On obtient des conditions de cons- truction très favorables si, dans la turbine à gaz sonforme à l'invention, on uti- lise un oompresseur à passage axial et une turbine à passage axial.
Au lieu du compresseur et de la turbine axiaux, on peut cependant utiliser aussi d'autres machines fonctionnant avec un bon rendement, par exemple celles à passage radial*
Dans les dessins annexés, donnés en vue de faciliter la compré- hension de l'invention, la figure 1 représente le graphique pression-volume;
La figure 2 est le graphique des rendements thermiques et des puissances spécifiques qu'on peut obtenir en fonction du rapport de compression et de la valeur relative de la détente adiabatique, à une température maximum de 600 C., le rendement du compresseur étant de 0.85 et celui de la turbine de 0.9.
Les figutes 3 et 4 représentent respectivement les mêmes graphi- ques pour les températures maxima de 600 et 700 C., le rendement du compresseur étant de 0. 9 et celui de la turbine de 0. 95 pour les deux graphiques.
Les figures 5 et 6 sont les coupes longitudinales de deux exem- ples de réalisation de la turbine à gaz,fonctionnant conformément à l'invention.
La figure 7 est la coupe longitudinale d'un exemple de réalisa- tion d'un pulvérisateur à utiliser pour le réglage convenable de la turbine à gaz.
Les figures 8 et 9 montrent les coupes longitudinales schématiques d'une turbine à gaz conforme à l'invention et suivie d'une turbine à basse pres- sion particulière.
Dans le graphique de la figure 1, les pressions engendrées en fonctionnement sont renrésentées par les ordonnées et les volumes spécifiques du gaz par les abscisses, po, vo et To représentent respectivement la pression, le volume spécifique et la température absolue initiaux du gaz aspiré par le com-
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-presseur; p1, v1 et T1 sont les caractéristiques de l'état du gaz quittant le compresseur, p1, v2 et T2 sont les caractéristiques de l'état du gaz entrant dans la turbine après l'admission de chaleur préalable, tandis que p2, v'2, T2 et p3, v3, T3 sont respectivement les caractéristiques de l'état final de la détente à température constante et de la sortie de la turbine après la détente adiabatique.
De façon générale, p3 est égale à po, toutefois, si avant le compresseur il y a de l'étranglement, po est inférieure à p3.
Suivant l'invention, l'air aspiré est comprimé à la pression p1 de manière adiabatique ; par suite de l'admission de chaleur, c'est-à-dire de la combustion opérée à la pression p1, la température de l'agent de travail s'élève de T1 à T2, cette dernière étant la température maximum du cycle de travail. Après cela, l'agent de travail entre dans la turbine et il se détend à la pression p2 de manière isothermique ou approximativement isothermique avec admission de chaleur ultérieure, c'est-à-dire, soit en continuant la combustion, soit avec une admis- sion et une combustion ultérieures de combustible. A cette dernière pression l'admission de chaleur est supprimée et la détente ultérieure jusqu'à la sortée de la turbine continue de manière pratiquement adiabatique.
Les avantages de cette méthode vis-à-vis de celles qui sont con- nues jusqu'ici, sont représentés sur les figures 2,3 et 4, chacune comportant deux familles de courbes. Dans ces figures, les ordonnées représentent le rapport de compression p1/po, et les abscisses le rapport de la ohute de pression corres- pondant à la détente adiabatique (p2-po) à la chute de pression totale (p1-po).
Donc, les abscisses sont les valeurs relatives de la détente adiabatique p2-po/ p1-po. Ainsi, sur les courbes des deux familles de courbes, les ordonnées corres- pondant à une abscisse nulle, représentent les valeurs correspondant à la détente isothermique, tandis que les ordonnées relatives à la valeur 1 de l'abscisse re- présentent les valeurs correspondant à la détente sans partie isothermique, donc, entièrement adiabatique.
Les courbes de l'une des deux familles de courbes du graphique, celles en traite pleins, relient les points correspondant à un tende- ment thermique égal, tandis que les courbes en traits interrompus de l'autre fa- mille de courbes relient les points correspondant à certaines valeurs constantes du travail utile exprimé en calories rapportées au kilogramme de l'air aspiré (puissance spécifique), Si les données de départ diffèrent des valeurs adoptées pour la température et le rendement (voir les figures 3 et 4),les courbes présentât une forme légèrement différente, quoique d'allure semblable.
De ces graphiques il résulte que dans le cas d'un rapport de
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'compression favorable (sur la figure 2, environ entre p1/po=5 et p1/po=11).
'même avec un fonctionnement à détente purement adiabatique, on peut obtenir un rendement thermique un peu plus favorable que 25 pour 100. Toutefois, la puis- sance spécifique varie seulement entre les valeurs d'environ 24 à 17 cal/kg.
.,,.Par contre, si après une détente donnée, ayant lieu à température constante, on supprime l'admission de chaleur et on continue la détente de manière adiabati- que, c'est-à-dire en raccourcissant la longueur de la détente adiabatique par rapport au procédé connu, on obtient un rendement thermique et une puissance spécifique sensiblement supérieurs. Ainsi, par exemple, si le rapport de com- pression est de p1/po=15 et la longueur relative de l'expansion adiabatique est est de 0.17, le rendement thermique/n-30,5 pour 100 et la puissance spécifique est de 40 cal/kg. Ces chiffres sont sensiblement plus favorables que ceux qu'on peut obtenir au moyen du procédé connu, à détente entièrement adiabatique.
En réduisant encore la longueur relative de la détente adiabatique, avec un rapport ,de compression, p1/po, constant, le rendement diminue, toutefois, et la puissan- ce spécifique augmente encore. Comme l'augmentation de la puissance spécifique entraîne la réduction du poids propre de l'équipement, il est favorable, à ce point de vue, de choisir une détente adiabatique relativement courte. La lon- gueur minimum admissible de la détente adiabatique est déterminée par la condi- tion que la combustion soit entièrement terminée avant la sortie de la turbine, car la partie du combustible qui est brûlée après la sortie de la turbine, re- présente une perte. Ainsi il est utile d'employer une détente adiabatique d'une longueur relative d'au moins p2-po/p1-po=0,05.
L'augmentation de la longueur de la détente adiabatique, avec un rapport de compression constant au-delà d'une certaine limite, entraîne déjà une diminution du rendement et de la puissance spécifique; toutefois, la puissance spécifique diminue plus rapidement que le rendement. Pour un rapport de compression supérieur, la longueur relative de la détente adiabatique ne peut pas être aussi grande que dans le cas d'un rapport de compression Inférieur, car dans ce cas la puissance spécifique diminue plus rapidement avec l'augmentation de la valeur p2-po/p1-po. Pour cette raison, il n'est pas favorable de choisir la valeur relative de la détente adiabatique de .,,manière qu'elle soit supérieure à une certaine valeur, fonction du rapport de pression.
En diminuant le rapport de compression au-dessous d'une certaine limite (environ p1/po=4), le rendement diminue rapidement; or, la puissance spé- cifique diminue également. Pour cette raison, bien que le rapport de pression
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inférieur fournisse un dispositif plus simple, il n'est pas intéressant d'aller au-dessous de la limite mentionnée. Mais l'augmentation du rapport de compres- sion n'est recommandée que jusqu'à une certaine limite. Un rapport de compres- sion élevé rend le dispositif trop compliqué; il augmente le nombre des étages nécessaires, tandis que, au-delà d'une certaine limite, les mêmes chiffres re- latifs au rendement et à la puissance spécifique peuvent être obtenus avec un rapport de compression inférieur aussi.
Donc, si ce n'est pas justifié par d'autres points de vue, il n'est pas intéressant d'aller trop loin avec le rap- port de compression. Pour les conditions représentées sur la figure 4, bien qu'ici il s'agisse de valeurs numériques différentes, les considérations ci- dessus sont également valables.
Ici, dans le cas de la détente purement adiaba- tique, la puissance spécifique maximum, qu'on peut atteindre avec un rendement d'environ 40 pour 100, est d'environ 36 cal/kg., tandis qu'avec les valeurs p1/po=25 et p2-po/p1-po=0.17, le rendement est de 44 pour 100 et la puissance ,spécifique est d'environ 70 cal/kg.. Le rendement maximum (environ 45 à 50 %) se présente environ pour les valeurs de p1/po=45 et p2-po/p1-po=0,3; la puis- sance spécifique étant d'environ 46 cal/kg.. Au-dessous de p1/po=4, pour les données sur lesquelles la figure 4 est basée, le rendement, de même que la puis- sance spécifique, est défavorable.
La figure 3 montre des conditions qui se trouvent entre celles des figures 2 et 4.
Dans ces deux derniers cas aussi, avec un rapport de compression réduit, la détente adiabatique peut être plus longue et elle diminue avec l'aug- mentation du rapport de compression, car le rendement, de même que la puissance ..spécifique diminuent sensiblement. Ainsi, par exemple, sur la base des trois graphiques, il est préférable de choisir la valeur relative de la détente adia- batique, c.à.d. la valeur p2-po/p1-po, de manière qu'elle soit inférieure à celle qui résulte de la rotation - . La courbe limite a-b correspon-
88 dant à cette relation est représentée, à titre d'exemple, à la figure 4.
Le procédé conforme à l'invention est basé sur la constatation du fait que la méthode exposée ci-dessus présente des avantages. D'après ce qui est exposé plus haut, en appliquant l'invention, on introduit de la chaleur à pression constante dans l'agent de travail préalablement comprimé, avant l'en- trée dans la turbine ; ensuite, après l'entrée dans la turbine, l'admission de chaleur est oontinuée de manière que la détente se fasse à température constante ou approximativement constante; enfin, cette détente à température constante
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est suivie d'une4étente ultérieure sans admission de chaleur.
Les courbes de la figure 4 mettent également en évidence que pour une détente adiabatique d'environ 4/10, le rendement est approximativement indépendant de la longueur de la détente adiabatique et de celle isothermique.
Pour cette raison, lors du réglage de la puissance de la turbine à gazé, il est avantageux de procéder de manière à régler la quantité de chaleur introduite et, de cette façon, la puissance de la turbine à gaz tout en variant la longueur de la partie adiabatique et en maintenant la température maximum à une valeur ap- proximativement constante. Toutefois, on peut adopter une autre solution et pro- céder de telle manière que lors du réglage, on règle la température maximum, donc, la quantité de chaleur spécifique introduite à pression constante.
Si on veut obvier à ce que, lors de la diminution de la puissance, la température soit trop réduite, on peut procéder de manière qu'en réduisant la chaleur intro- duite on diminue la quantité d'air fournie par le compresseur, ce qu'on peut réaliser au moyen d'un simple organe d'étranglement inséré avant le compresseur.
La figure 5 représente un exemple d'exécution de la'turbine à ,gaz destinée à la réalisation du procédé faisant l'objet de l'invention. Dans le bâti de la turbine et du compresseur se trouver le rotor 3 du compresseur portant les aubes mobiles 2. Dans cette réalisation, le rotor 3, de même que le rotor 5 de la turbine portant les aubes mobiles, sont calés sur l'arbre 6 de la turbine, supporté dans les paliers 25,26. Entre les groupes d'aubes mobiles du compresseur se trouvent les groupes d'aubes fixes 7, tandis que les aubes fixes 8 sont placées entre les aubes mobiles de la turbine. Derrière le compresseur se trouve l'espace de combustion 9, dans lequel débouchent les brûleurs ou pul- vérisateurs d'admission de chaleur 10, 10'.
De plus, entre les étages d'aubes de la turbine sont placés les brûleurs ou pulvérisateurs d'admission de chaleur 11, 12. Dans l'exemple de réalisation décrit, l'espace de combustion 9 est constitué par l'espace inté- rieur de la chambre de combustion 13. Ici la dambre de combustion est un corps de rotation coaxial avec l'axe de la turbine, construit en acier résistant à la chaleur et dont les parois (exception faite de quelques points d'appui) ne s'ap- puient pas entièrement contre les parois du bâti de la turbine à gaz: entre elles il reste l'interstice pour le caniveau 14. L'espace intérieur de la chambre de combustion possède des orifices communiquant avec l'espace 15 conduisant du compresseur à la turbine, et il est muni d'organes directeurs 16 placés en face du courant de gaz venant du compresseur.
Ces organes directeurs sont répartis
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sur toute la périphérie ou, le cas échéant, Ils sont prévus, de préférence, seu- lement à certaines parties de la périphérie sous la forme d'une denture; éven- tuellement ils peuvent être entièrement omis.
Les organes d'admission de combustible 10, 10', 11, 12, etc.. sont alimentés par la pompe 22. Si l'on désire que l'alimentation ne soit pas intermittente entre la pompe et les organes d'admission de combustible on peut insérer les pots compensateurs 23. la liaison entre la pompe et les organes d'admission de combustible est réalisée par le conduites 24. Sur le dessin, le nombre et la disposition des brûleurs ou pulvérisateurs d'admission de chaleur sont représentés schématiquement; ils peuvent avoir n'importe quelle forme con- venable. Le fonctionnement de ce dispositif est le suivant : Lors de la rotation de l'arbre 6, le compresseur aspire l'air dans le sens de la flèche 17 à travers les orifices d'admission 18, l'air étant comprimé pendant son parcours à travers les aubes.
Les organes d'admission de chaleur 10, 10' amènent dans l'espace de combustion 9 soit les gaz de combustion chaude, soit le combustible directement; dans le cas d'un combustible liquide, celui-ci est pulvérisé, tandis que dans le cas d'un combustible solide, celui-ci est amené dans l'espace 9 non par pulvéri- sation mais par un autre moyen; enfin, dans le cas d'un combustible gazeux, ce- lui-ci est amené en passant simplement par ces organes, éventuellement déjà préalablement mélangé avec l'air. Pendant la combustion, par suite de l'admission de chaleur, la température de l'air comprimé augmente à pression constante, en- suite se fait l'entrée dans la partie turbine. Dans les étages de la turbine le gaz se détend successivement et il la quitte dans le sens de la flèehe 19 à tra- vers les orifices de sortie 20.
Voici le but et le fonctionnement de la chambre de combustion 13, représentée sur la figure 5 l'air sortant du compresseur se trouve en mouve- ment rapide; pour cette raison, si on ne dispose pas d'un espace de combustion d'une dimensions suffisante entre le compresseur et la turbine, le temps ne suf- firait pas pour que le combustible puisse être brûlé dans la mesure désirée.
Or, il faut avoir soin de veiller à la combustion rapide du combustible d'autant plus que la température de l'air sortant du compresseur n'est pas toujours élevée; dans le cas d'un rapport de compresseur de p1/po=10, si l'air aspiré a une tem- pérature de 0 C., la température après compression est d'environ 300 0., à la- quelle,par exemple dans le cas de la combustion de gaz-oil, l'allumage du com- bustible exige déjà une durée considérable, L'orifice de la chambre 9, communi- quant avec l'espace 15, subit un frottement par suite du courant d'air; pour une
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construction sans organes directeurs, le courant d'air met le gaz contenu dans la chambre de combustion en rotation.
Il se produit donc un mouvement de circu- lation par frottement ou par transmission d'impulsion convective; de la même façon, la convection et le mélange dûs aux tourbillons assurent l'amenée d'une certaine quantité d'air frais dans la chambre. On obtient le même résultat grâce à l'emploi des organes directeurs 16 qui, par endroits, dirigent une partie du courant d'air dans la chambre de combustion où l'air frais entrant maintient un mouvement de circulation intense, Eventuellement, on peut encore atteindre le même résultat en allongeant un peu la paroi côté turbine du corps 13 de la cham- bre vers l'arbre de rotation par rapport à la paroi opposée(aôté compresseur),en vue de diriger les gaz et d'obtenir le choc favorisant le tourbillonnement.
Grâ- ce au choix approprié de la dimension de l'orifice de communication, ou à l'exé- cution convenable'des organes directeurs, on peut régler la partie de l'air four- ni par le compresseur qui doit entrer dans la chambre de combustion. Les organes 10,10', exécutés de façon qu'ils puissent assurer le mélange approprié du combus- tible, amènent celui-ci dans la chambre de combustion.
Dans le cas d'un oombusti- ble liquide, ces organes sont des pulvérisateurs, la combustion ayant lieu dans la chambre de combustion dans la mesure nécessaire, d'après ce qui vient d'être exposé plus haut, Comme la combustion n'a lieu que dans une partie de la quantité totale de l'air entrant dans la chambre de combustion, la température sera sensi- blement supérieure à la température moyenne de l'entrée dans la turbine et ainsi on peut assurer l'allumage spontané et l'allure convenable de la combustion avant l'entrée dans la turbine. Par exemple, si la température du gaz sortant du com- presseur est de 300 C. et celle du gaz entrant dans la turbine est de 600 C. en moyenne, l'augmentation de température, pour une combustion à pression constante est de 300 C. pous la quantité totale de gaz.
Or, si on laisse entrer'seulement 1/3 de l'air frais sortant du compresseur dans la chambre de combustion dans cet- te partie de l'air, l'augmentation de température sera de 3 x 300 = 900 C. et la température régnant dans la chambre de combustion sera de 1200 C.; à cette tempé- rature, l'allumage et la combustion ont déjà lieu très rapidement.
Afin que les parois de la chambre de combustion ne s'échauffent pas d'une manière excessive, ou pour qu'elles ne chauffent pas excessivement la paroi du bâti, on laissera de préférence passer une partie de l'air sortant du compresseur par les interstices ou coniveaux 14 prévus entre la chambre et le bâti, 8'air est dirigé dans cet interstice par l'organe directeur 21 qui pénètre dans le courant d'air dans la mesure désirée et dirige un courant d'une intensité
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convenable vers l'interstice.
Toutefois, on peut aussi isoler la paroi de l'es- pace de combustion par tout autre moyen, par exemple au moyen de matières iso- lantes, et contre la radiation de chaleur, par exemple par une cloison divisée par plusieurs entrefers, interposée entre la chambre de combustion et l'organe à protéger contre la radiation de chaleur.
De la chambre de combustion sort une quantité de gaz chaud, cor- respondant à la quantité d'air entrant ; le gaz chaud se mélange encore avant l'entrée dans la turbine avec les autres parties du courant d'air, afin que les aubes de la turbine ne soient pas soumises à un échauffement local excessif. Il est utile de prévoir un bon mélange des gaz chauds sortant de la chambre, avec les autres parties de l'air, tout en laissant libre un espace de mélange appro- prié; éventuellement on peut faire usage d'une chambre mélangeuse spéciale.
Il en résulte que, d'une part, en vue d'obtenir l'allumage et la combustion sûrs et, d'autre part, pour réduire convenablement la température initiale de l'entrée dans la turbine, il est essentiel que le courant--d'air passant du compresseur dans la chambre de combustion, soit partagé en deux par- ties: la combustion s'effectue d'abord dans l'une, tandis que l'autre partie, pour la raison déjà exposée, sert comme addition pour le mélange après la com- bustion,
Les dispositifs d'admission de chaleur 11 et 12 peuvent naturel- lement être disposés non seulement dans les deuxième et troisième étages mais en des endroits et en nombre quelconques. Ils ont pour but l'introduction de chaleur ultérieure en vue de réaliser la détente isothermique ou approximative- ment isothermique.
Toutefois, on n'a pas toujours besoin de ces pulvérisateurs.
On peut aussi réaliser la détente isothermique de manière que le combustible soit amené seulement dans l'espace de combustion 9 1 Ne combustible liquide est introduit dans l'air de combustion comprimé dans une répartition telle (c.à.d. qu'on construit l'espace de combustion 9 de manière telle) que la combustion ne soit pas terminée avant l'entrée dans la turbine, mais qu'elle se poursuive dans la turbine tout en réalisant ainsi la détente isothermique ou approximati- vement isothermique. En vue de réaliser la combustion isothermique, le mode d'admission du combustible est d'une grande importance.
La fraction du combus- tible qui sera brûlée encore avant l'entrée dans la turbine et celle qui sera brûlée dans la turbine même, peuvent être réglées par la qualité du mélange et, dans le cas de combustible liquide, par la mesure de la pulvérisation, de même que par l'endroit de la chambre de combustion où l'on introduit le combustible
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dans l'air et, de plus, par l'exécution et le dimensionnement de l'espace de combustion. Tout effet qui ralentit la combustion, allongera la section à dé- tente isothermique, Ainsi il est utile de choisir les pulvérisateurs (entre autres les pulvérisateurs alimentant la chambre de combustion) de manière telle et de les alimenter de façon telle que la finesse de leur pulvérisation soit différente.
Le combustible finement pulvérisé sera brûlé plus rapidement que celui pulvérisé d'une manière grossière et, suivant la finesse de la pulvérisa- tion, la combustion sera prolongée dans la turbine dans une mesure plus ou moins élevée. Pour un certain degré de pulvérisation, on peut aussi influencer l'allure de la combustion par la construction de la chambre de combustion 9 ou par la quantité d'air frais qui y est amenée.
Au cours du réglage de la turbine à gaz, on fait varier aussi la longueur de la section isothermique, parmi les facteurs précités il est utile défaire varier au moins un. C'est à cet effet que le détail de construction représenté sur la figure 7 est destiné, cette figure montrant un pulvérisateur.
Dans le corps 33 du pulvérisateur est logée la soupape 34 qui guisse tout en étant étanche et qui, suivant sa position, règle avec son extrémité conique 35 la section libre se trouvant dans l'orifice conique 36. Le combustible entre dans le corps du pulvérisateur à travers les forages 37 et 38 et delà dans l'espace d'accumulation 39. Dans cet espace, la pressiozi du combustible est tel- le qu'elle soulève la soupape 34 par suite de sa pression agissant sur la sur- face inférieure contre le ressort 40. La tension initiale du ressort 40 peut être ajustée par le déplacement angulaire du bres 42 en ajustant longitudinale- ment le support de ressort fileté 41.
Comme la mesure de la pulvérisation du combustible dépend de la pression de pulvérisation, grâce au déplacement angu- laire du bras 42, on peut régler la mesure de la pulvérisation.
Si l'on introduit le combustible dans la chambre de combustion au moyen de plusieurs pulvérisateurs, pour une diminution de la puissance, le réglage peut être opéré, de préférence, de manière à diminuer d'abord l'alimen- tation des pulvérisateurs fonctionnant avec pulvérisation plus grossière. Si, en dehors des pulvérisateurs ou brûleurs d'admission de chaleur alimentant la chambre de combustion, on introduit le combustible aussi au moyen de brûleurs ou pulvérisateurs disposés entre les étages de la turbine, pour une diminution de la puissance, ce sont d'abord les derniers dont l'alimentation sera diminuée,
Lors du réglage de la turbine à gaz, au cas où le courant d'air aspiré est étranglé, les organes d'étranglement seront disposés dans l'orifice
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18 ou encore avant celui-ci.
Le compresseur à passage axial et la turbine à passage axial se prêtent par excellence à la réalisation du procédé faisant l'objet de l'inven- tion, étant donné qu'ils permettent le passage d'une très grande quantité d'air, tandis que les dimensions des machines sont réduites, ce qui signifie en même temps un poids propre réduit. La construction peut être réalisée de telle ma- nière que,par suite des transformations d'énergie dans les aubes, ce ne sont que les composantes périphériques de la vitesse du gaz qui subissent des va- riations essentielles ; donc, la composante axiale ne varie pas par suite des transformations d'énergie. Un tel dispositif permet d'obtenir des vitesses de passage très élevées sans que les pertes qui en résultent, soient trop impor- tantes.
Un tel compresseur et une telle turbine sont caractérisés par ce que le diamètre moyen d'une ligne d'aubes fixe disposée entre deux lignes d'aubes mo- biles voisines, est exactement ou approximativement égal à la valeur moyenne du diamètre du cercle moyen des aubes mobiles. De plus, ces dispositifs sont ca- ractérisés par ce que les lignes d'aubes individuelles se trouvent l'une auprès de l'autre sans qu'il y ait une cloison entre elles.
Si, au lieu du compresseur d'une telle construction, on emploie le compresseur centrifuge usuel avec diffuseur disposé en dehors de la roue du compresseur et avec caniveaux de retour consécutifs, par suite de la variation permanente dédia direction du courant, d'une part, on ne pourrait admettre qu' une vitesse de passage sensiblement inférieure et, d'autrepart,par suite des diffuseurs disposés en dehors de la roue mobile, il faudrait prévoir un bâti d'un diamètre beaucoup plus élevé.
Les diamètres mimimum sont obtenus, de toute façon, dans le cas du compresseur et de la turbine fonctionnant suivant le prin- cipe exposé,
Dans le compresseur, en vue d'obtenir un rendement et un débit favorables, il est utile d'éliminer la couche limite fatiguée, freinée par sui- te du frottement et de l'augmentation de pression, de la surface du bâti et du rotor, afin que cette couche ne puisse pas empêcher l'augmentation de pression prévue.
C'est à cet effet qu'est destiné le dispositif d'ailleurs connu, repré- senté à titre d'exemple sur la figure 5 : dans un certain étage du compresseur, la couche limite fatiguée retourne à un endroit où règne unepression inférieu- re, à travers les orifices 28,28' prévus auprès des parois 27,271,en passant par les caniveaux 29,29' et par les orifices 30,30', où en entrant, elle dispose de la teneur d'énergie normale par rapport aux conditions qui y règnent, de sorte
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qu'elle n'empêche pas l'augmentation de la pression.
Vu que le rendement de la'turbine est d'autant plus élevé que la température à laquelle elle fonctionne est plus haute et ses dimensions sont d'autant plus réduites que sa vitesse périphérique est plus grande, la sollioi- tation mécanique de la matière du rotor est très importante. Pour cette raison il est utile de refroidir le rotor à l'intérieur, ce qui peut être facilement réalisé en laissant entrer un courant d'air dans le rotor. C'est à cet effet que servent, d'une part, les orifices 31,31' des organes reliant les rotors à l'arbre et, d'autre part, 32,32t des supports de palier du bâti. Si les rotors sont exé- cutés avec des disques ou ils oonstituent une combinaison de systèmes à disques et à tambour, en vue du passage de l'air, il faut prévoir des orifices dans les disques également.
De plus, il est aussi possible de refroidir le rotor de la tur- bine au moyen de l'air comprimé sortant du compresseur ou avec une partie de celui-ci qui, dans ce cas, participe au cycle de travail après avoir traversé l'intérieur du rotor de la turbine. De même, le bâti extérieur de la turbine peut être refroidie au moyen de l'air comprimé,
Cette dernière solution du refroidissement du rotor de la turbine est représentée sur la figure 6, où la cambre de combustion 63 se trouve entre le rotor 61 du compresseur calé sur l'arbre 60 et le rotor à disque 62,62t de la turbine, également caté sur l'arbre 60 ; toutefois, dans l'exécution présente la chambre de combustion n'est pas placée étroitement entre les rotors, mais elle laisse de la place aux orifices de guidage d'air 65 et 66.
Sur les disques du ro- tor de la turbine, au voisinage de l'arbre se trouvent les orifices 67,67',etc. au-delà desquels, sur un diamètre supérieur se trouvent les nervures 68,68',etc.
Ces nervures annulaires des disques voisins ne se touchent pas du tout ou seule- ment par endroits, de sorte qu'il y reste une section de passage pour l'air.
Au-delà des nervures annulaires, sur un diamètre encore plus grand, des orifises de passage ultérieurs 69,69',etc. sont prévus sur les disques, Du côté compres- seur de la chambre de combustion 63, en face du courant d'air sortant du compres- seur se trouve l'arête directrice 70 qui pénètre dans le courant d'air précité et peut diviser le courant d'air sortant du compresseur en deux parties. La chambre de combustion est fixée dans le bâti extérieur 71 au moyen des organes directeurs 72, qui (comme exposé ci-dessus à propos de la figure 5i se trouvent à certains endroits de la périphérie de la chambre de combustion et qui sont destinés à ri- riger l'air dans la chambre de combustion.
Au côté turbine du corps de la cham-
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-bre, la nervure annulaire 73 se rapproche du premier disque du rotor de la tur- bine, de sorte qu'entre ces deux organes il ne reste qu'un petit interstice. Le fonctionnement de ce dispositif est le suivant : Le courant d'air sortant du com- presseur se bute, suivant les flèches Indiquées, à l'arête directrice 70 et il se meut partiellement vers la chambre de combustion et partiellement à côté de la chambre de combustion, à travers le caniveau 65 radialement vers l'intérieur.
Cet- te partie du courant d'air est le courant de refroidissement qui entre à travers les orifices 67,67', etc. des disques axialement dans le rotor de la turbine et se déplace à travers les interstices en orifices prévus entre les nervures annu- laires 68,68' des disques, vers l'extérieur le long des disques de la turbine tout en refroidissant leur surface extérieure d'une manière efficace. Le courant d'air retourne dans l'espace qui subsiste entre le rotor de la turbine et la chambre de combustion, à travers les orifices de retour 69,69' et ensuite, tout en se mélangeant avec les autres parties de l'agent de travail, il'entre dans la turbine à travers le caniveau 66.
Le olume spécifique du gaz traversant la turbine est le plus élevé à l'entrée dans le compresseur et dans la partie basse-pression de la tur- bine. Afin que, (surtout à ce dernier endroit), la dimension radiale des aubes ne soit pas trop grande, il est utile de construire la turbine de manière que sa partie basse pression ait un diamètre supérieur. Dans ce cas, pour que sa vitesse périphérique ne soit pas trop élevée, de préférence, on choisira son nombre de tours à une valeur inférieure. Une telle solution est représentée à la figure 8.
Ici on voit que le rotor 44 du groupe turbine-compresseur est logé dans le bâti 43, le rotor 44 étant supporté en 47,47' par l'arbre 46 du rotor 45 de la turbi- ne à basse pression. Le rotor 45 astionne directement le système d'utilisation d'énergie (par exemple l'aéllec d'avion 57).L'arbre 46 est supporté dans le bâti 43 au moyen des paliers 48,48'. L'air entre à travers l'orifice d'entrée 49 du compresseur et il parvient dans la turbine à basse pression 45 d'un diamètre supérieur, après avoir traversé le compresseur et la turbine à haute pression 50.
Le système d'engrenages 51 établit une liaison mécanique entre les retors 44 et 45.
A la tigure 9, le rotor 52 à basse pression du compresseur est aussi d'un diamètre supérieur à celui du rotor à haute pression 53 et il est calé sur un arbre 56 commun avec le rotor à basse pression 54 de la turbine et avec le système d'utilisation 57 (par exemple l'hélice). Ici la liaison mécanique du grou pe turbine-compresseur 53 est constituée par l'engrenage 55.
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Il est utile de choisir les dimensions du groupe turbine-compres- seur 44 ou 53, c'est-à-dire la répartition de la puissance sur les parties à hau- te et à basse pression de manière que la puissance utile résultant de la partie contenant la turbine à haute pression (turbine et compresseur) soit nulle, de sorte que le travail de la turbine à haute pression suffise justement pour cou- vrir la puissance absorbée par le compresseur. Dans ce cas, il est utile de prélever la puissance utile sur l'arbre 46 ou 56, de sorte que la puissance à transmettre par l'engrenage 55 ou 51 est aussi égale à zéro ou à une valeur trés réduite. Dans le cas d'une telle répartition des machines, la liaison méca- nique entre le groupe turbine-compresseur et les machines à basse pression paut être entièrement omise, donc, le premier groupe tourne librement.
Les solutions décrites et représentées sur les dessins ne sont d'ailleurs à considérer que comme des exemples d'exécution et elles sont suscep- tibles d'être utilisées dans de multiples variantes qui n'ont pas été décrites en détail pour éviter d'allonger inutilement l'exposé.
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WORKING PROCESS FOR GAS TURBINES AND GAS TURBINE FOR THE REALIZATION
OF THIS PROCESS.-
The use of heat exchangers is known in gas turbines, in particular in those which operate at constant pressure, with a view to increasing their efficiency, these heat exchangers making it possible to use the heat of the exhaust gases of the turbine to heat the compressed air to as high an extent as possible. In this way, through the use of suitable heat exchangers, the efficiency of the gas turbine can be increased from 30 to 45 percent.
However, the heat exchanger, necessary for this purpose, is a very heavy device, so that in cases where the gas turbine must be light, therefore, in the first place in the case of use for vehicles, airplanes, heat exchangers cannot be used, at least not those which would economically recover waste heat,
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The method forming the subject of the invention makes it possible to obtain, even without the extensive use of heat exchangers and with a reduced own weight, an overall efficiency so high (25 to 45 per 100) that the use of the gas turbine becomes economical even for the buta mentioned above.
In such cases, apart from the favorable efficiency, the reduced dead weight of the device is also an important condition. It is therefore essential that a great power can be achieved with dimensions as small as possible, a condition which the method of operation and the gas turbine, which is the subject of the invention, also satisfy.
In general, the process used in gas turbines operating at constant pressure has been known hitherto; these turbines are characterized by the fact that, in a combustion chamber located upstream of the turbine part of the gas turbine, the fuel is burned in air previously compressed at constant pressure; then, the gases resulting from the combustion in the turbine undergo an expansion, which provides useful work.
As we will also see later, this process, on the one hand, does not provide a very high efficiency and, on the other hand, it gives a specific power, (relative to the kilogram of air passing through the turbine), appreciably lower to that obtained by means of the process which is the subject of the invention. Consequently, to obtain a given power, it is necessary that the quantity of gas which passes through the turbine per unit of time is greater than that which passes through the turbine operating in accordance with the invention. In the first case, the dimensions of the compressor and of the turbine will therefore be appreciably greater, which naturally also results in a greater self-weight.
The gas turbine operating according to the invention consists of a compressor, a turbine and a combustion chamber arranged after the compressor. In the compressor part of the turbine, the air is compressed to a certain pressure, the value of which is suitably chosen. Then the combustion is carried out in compressed air at constant pressure, that is to say, heat is introduced into the air; this admission of heat is followed, during the expansion, by a subsequent admission of heat into a part of the turbine, preferably so that this first part of the expansion is practically isothermal, while the expansion which follows this expansion. first, is closer to adiabatic expansion than to isothermal;
preferably, this takes place entirely without the admission of heat. Thanks to the appropriate choice of
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pressures, that is to say pressure drops in the individual expansion stages, the favorable efficiency mentioned above and a relatively high specific power can be obtained, without having to raise the maximum temperature existing in the turbine, to -beyond the limit still permissible for the building materials, (that is to say, above about 600 to 700 C.).
In gas turbines, the work required for compressing the air is relatively very high compared to the work that can be obtained in the turbine part; for example, approximately 2/3 to 4/5 of the total turbine work at the compressor control should be used and only the remainder appears as useful work.
As a result of this circumstance, it is essential to use a turbine with good mechanical efficiency and in particular, a compressor with good efficiency which, moreover, must have a small footprint. Very favorable construction conditions are obtained if, in the gas turbine of the present invention, an axial passage compressor and an axial passage turbine are used.
Instead of the axial compressor and turbine, however, it is also possible to use other machines that work with good efficiency, for example those with radial passage *
In the accompanying drawings, given for the convenience of understanding the invention, Figure 1 shows the pressure-volume graph;
Figure 2 is the graph of thermal yields and specific powers that can be obtained as a function of the compression ratio and the relative value of the adiabatic expansion, at a maximum temperature of 600 C., the compressor efficiency being 0.85 and that of the turbine of 0.9.
Figures 3 and 4 represent respectively the same graphs for the maximum temperatures of 600 and 700 C., the compressor efficiency being 0. 9 and that of the turbine 0. 95 for the two graphs.
FIGS. 5 and 6 are longitudinal sections of two exemplary embodiments of the gas turbine, operating in accordance with the invention.
Figure 7 is a longitudinal section of an exemplary embodiment of a sprayer to be used for the proper adjustment of the gas turbine.
Figures 8 and 9 show schematic longitudinal sections of a gas turbine in accordance with the invention and followed by a particular low pressure turbine.
In the graph of figure 1, the pressures generated in operation are represented by the ordinates and the specific volumes of the gas by the abscissas, po, vo and To represent respectively the pressure, the specific volume and the initial absolute temperature of the gas aspirated by com-
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-pressor; p1, v1 and T1 are the characteristics of the state of the gas leaving the compressor, p1, v2 and T2 are the characteristics of the state of the gas entering the turbine after the prior heat admission, while p2, v ' 2, T2 and p3, v3, T3 are respectively the characteristics of the final state of the expansion at constant temperature and of the outlet of the turbine after the adiabatic expansion.
In general, p3 is equal to po, however, if before the compressor there is a constriction, po is less than p3.
According to the invention, the air drawn in is compressed to the pressure p1 adiabatically; as a result of the admission of heat, that is to say of the combustion carried out at the pressure p1, the temperature of the working agent rises from T1 to T2, the latter being the maximum temperature of the cycle of job. After that, the working agent enters the turbine and it expands to the pressure p2 isothermally or approximately isothermally with subsequent heat admission, that is, either by continuing the combustion or with an admitted - subsequent release and combustion of fuel. At this last pressure, the heat input is removed and the subsequent expansion until the turbine leaves the turbine continues in a practically adiabatic manner.
The advantages of this method with respect to those which are known hitherto are represented in FIGS. 2, 3 and 4, each comprising two families of curves. In these figures, the ordinates represent the compression ratio p1 / in, and the abscissas the ratio of the pressure drop corresponding to the adiabatic expansion (p2-in) to the total pressure drop (p1-in).
So, the x-coordinates are the relative values of the adiabatic expansion p2-po / p1-po. Thus, on the curves of the two families of curves, the ordinates corresponding to a zero abscissa represent the values corresponding to the isothermal expansion, while the ordinates relating to the value 1 of the abscissa represent the values corresponding to relaxation without an isothermal part, therefore, entirely adiabatic.
The curves of one of the two families of curves in the graph, those with solid lines, connect the points corresponding to an equal thermal tendency, while the curves in broken lines of the other family of curves connect the points. corresponding to certain constant values of useful work expressed in calories relative to the kilogram of air sucked in (specific power), If the initial data differ from the values adopted for temperature and efficiency (see figures 3 and 4), the curves was slightly different in shape, though similar in appearance.
From these graphs it follows that in the case of a
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'favorable compression (in Figure 2, approximately between p1 / in = 5 and p1 / in = 11).
Even with purely adiabatic expansion operation, a somewhat more favorable thermal efficiency than 25 percent can be obtained. However, the specific power varies only between values of about 24 to 17 cal / kg.
. ,,. On the other hand, if after a given expansion, taking place at constant temperature, the admission of heat is eliminated and the expansion is continued adiabatically, that is to say by shortening the length of the adiabatic expansion compared to the known process, a thermal efficiency and a specific power which are appreciably higher is obtained. So, for example, if the compression ratio is p1 / in = 15 and the relative length of the adiabatic expansion is 0.17, the thermal efficiency / n-30.5 per 100 and the specific power is 40 cal / kg. These figures are appreciably more favorable than those which can be obtained by means of the known process, with entirely adiabatic expansion.
By further reducing the relative length of the adiabatic trigger, with a constant compression ratio, p1 / in, the efficiency decreases, however, and the specific power increases further. As the increase in the specific power leads to a reduction in the own weight of the equipment, it is favorable, from this point of view, to choose a relatively short adiabatic expansion. The minimum allowable length of the adiabatic expansion is determined by the condition that the combustion is completely finished before the exit of the turbine, because the part of the fuel which is burned after the exit of the turbine, represents a loss. . Thus it is useful to use an adiabatic expansion with a relative length of at least p2-in / p1-in = 0.05.
The increase in the length of the adiabatic expansion, with a constant compression ratio beyond a certain limit, already leads to a reduction in efficiency and specific power; however, specific power decreases faster than efficiency. For a higher compression ratio, the relative length of the adiabatic expansion cannot be as great as in the case of a lower compression ratio, because in this case the specific power decreases more rapidly with the increase of the value p2 -po / p1-po. For this reason, it is not favorable to choose the relative value of the adiabatic expansion of. ,, so that it is greater than a certain value, depending on the pressure ratio.
By reducing the compression ratio below a certain limit (approximately p1 / in = 4), the efficiency decreases rapidly; however, the specific power also decreases. For this reason, although the pressure ratio
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lower provides a simpler device, it is not worth going below the mentioned limit. But increasing the compression ratio is only recommended up to a certain limit. A high compression ratio makes the device too complicated; it increases the number of stages required, while, beyond a certain limit, the same figures relating to efficiency and specific power can be obtained with a lower compression ratio as well.
So, if it is not justified by other points of view, it is not interesting to go too far with the compression ratio. For the conditions shown in Fig. 4, although here they are different numerical values, the above considerations also apply.
Here, in the case of the purely adiabatic expansion, the maximum specific power, which can be achieved with an efficiency of about 40 per 100, is about 36 cal / kg., While with the values p1 / in = 25 and p2-in / p1-in = 0.17, the efficiency is 44 percent and the specific power is about 70 cal / kg. The maximum efficiency (about 45 to 50%) is about for the values of p1 / po = 45 and p2-po / p1-po = 0.3; the specific power being about 46 cal / kg. Below p1 / in = 4, for the data on which Figure 4 is based, the yield, as well as the specific power, is unfavorable. .
Figure 3 shows conditions that fall between those of Figures 2 and 4.
In the latter two cases also, with a reduced compression ratio, the adiabatic expansion can be longer and it decreases with the increase in the compression ratio, because the efficiency as well as the specific power decreases significantly. So, for example, on the basis of the three graphs, it is preferable to choose the relative value of the adabatic expansion, ie. the value p2-in / p1-in, so that it is lower than that which results from the rotation -. The limit curve a-b corresponds to
88 dant to this relation is shown, by way of example, in figure 4.
The method according to the invention is based on the observation that the method set out above has advantages. According to what is explained above, by applying the invention, heat is introduced at constant pressure into the previously compressed working medium, before entering the turbine; then, after entering the turbine, the heat input is continued so that the expansion takes place at a constant or approximately constant temperature; finally, this expansion at constant temperature
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is followed by a subsequent expansion without the admission of heat.
The curves in FIG. 4 also show that for an adiabatic expansion of about 4/10, the efficiency is approximately independent of the length of the adiabatic expansion and of the isothermal expansion.
For this reason, when adjusting the power of the gas turbine, it is advantageous to proceed so as to adjust the amount of heat introduced and, in this way, the power of the gas turbine while varying the length of the gas turbine. adiabatic part and maintaining the maximum temperature at an approximately constant value. However, one can adopt another solution and proceed in such a way that during the adjustment, the maximum temperature is regulated, and therefore the quantity of specific heat introduced at constant pressure.
If it is desired to prevent the temperature from being too reduced when the power is reduced, it is possible to proceed in such a way that by reducing the heat introduced, the quantity of air supplied by the compressor is reduced. 'can be achieved by means of a simple throttle member inserted before the compressor.
FIG. 5 represents an exemplary embodiment of the gas turbine intended for carrying out the method forming the subject of the invention. In the frame of the turbine and the compressor is the rotor 3 of the compressor carrying the mobile vanes 2. In this embodiment, the rotor 3, as well as the rotor 5 of the turbine carrying the mobile vanes, are wedged on the shaft. 6 of the turbine, supported in the bearings 25,26. Between the groups of mobile blades of the compressor are the groups of fixed blades 7, while the fixed blades 8 are placed between the mobile blades of the turbine. Behind the compressor is the combustion space 9, into which the heat intake burners or sprayers 10, 10 'emerge.
In addition, between the stages of blades of the turbine are placed the heat intake burners or sprayers 11, 12. In the embodiment described, the combustion space 9 is formed by the internal space. of the combustion chamber 13. Here the combustion chamber is a rotating body coaxial with the axis of the turbine, made of heat-resistant steel and whose walls (except for a few support points) do not do not rest entirely against the walls of the frame of the gas turbine: between them there remains the gap for the channel 14. The interior space of the combustion chamber has orifices communicating with the space 15 leading from the compressor to the turbine, and it is provided with directing members 16 placed opposite the gas stream coming from the compressor.
These governing bodies are distributed
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over the entire periphery or, where appropriate, they are provided, preferably, only at certain parts of the periphery in the form of a set of teeth; they can possibly be omitted entirely.
The fuel intake members 10, 10 ', 11, 12, etc. .. are supplied by the pump 22. If it is desired that the supply is not intermittent between the pump and the fuel intake members it is possible to insert the compensating pots 23. the connection between the pump and the fuel intake members is made by the pipes 24. In the drawing, the number and arrangement of the heat intake burners or sprayers are shown schematically; they can have any suitable shape. The operation of this device is as follows: During the rotation of the shaft 6, the compressor sucks the air in the direction of the arrow 17 through the intake ports 18, the air being compressed during its travel through the blades.
The heat intake members 10, 10 'bring into the combustion space 9 either the hot combustion gases or the fuel directly; in the case of a liquid fuel, this is pulverized, while in the case of a solid fuel, it is brought into the space 9 not by pulverization but by another means; finally, in the case of a gaseous fuel, the latter is supplied simply by passing through these components, possibly already mixed with air. During combustion, as a result of the admission of heat, the temperature of the compressed air increases at constant pressure, then the turbine part enters. In the stages of the turbine, the gas expands successively and leaves it in the direction of arrow 19 through the outlet orifices 20.
Here is the purpose and operation of the combustion chamber 13, shown in FIG. 5 the air leaving the compressor is in rapid movement; for this reason, if there is not a sufficiently large combustion space between the compressor and the turbine, there would not be enough time for the fuel to be burnt to the desired extent.
However, care must be taken to ensure the rapid combustion of the fuel, especially since the temperature of the air leaving the compressor is not always high; in the case of a compressor ratio of p1 / in = 10, if the sucked air has a temperature of 0 C., the temperature after compression is about 300 ° C., at which, for example in the case of the combustion of gas oil, the ignition of the fuel already requires a considerable time. The orifice of the chamber 9, communicating with the space 15, is subject to friction as a result of the flow of gas. air; for a
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construction without governing bodies, the air flow turns the gas contained in the combustion chamber.
There is therefore a circulating movement by friction or by convective impulse transmission; in the same way, the convection and the mixture due to the vortices ensure the supply of a certain quantity of fresh air in the chamber. The same result is obtained thanks to the use of the directing organs 16 which, in places, direct part of the air flow into the combustion chamber where the incoming fresh air maintains an intense circulation movement. achieve the same result by lengthening the turbine side wall of the body 13 of the chamber a little towards the rotation shaft with respect to the opposite wall (compressor removed), in order to direct the gases and obtain the favorable shock swirling.
By means of the appropriate choice of the dimension of the communication port, or of the proper execution of the governing bodies, it is possible to regulate the part of the air supplied by the compressor which must enter the chamber. combustion. The components 10,10 ', designed in such a way that they can ensure the proper mixing of the fuel, bring the latter into the combustion chamber.
In the case of a liquid fuel, these members are atomizers, the combustion taking place in the combustion chamber to the extent necessary, according to what has just been explained above. whereas in part of the total quantity of air entering the combustion chamber, the temperature will be appreciably higher than the average temperature of the inlet to the turbine and thus spontaneous ignition and ignition can be ensured. suitable rate of combustion before entering the turbine. For example, if the temperature of the gas leaving the compressor is 300 C. and that of the gas entering the turbine is 600 C. on average, the temperature increase, for combustion at constant pressure is 300 C. p the total amount of gas.
Now, if only 1/3 of the fresh air leaving the compressor is allowed into the combustion chamber in this part of the air, the temperature increase will be 3 x 300 = 900 C. temperature in the combustion chamber will be 1200 C .; at this temperature ignition and combustion already take place very quickly.
So that the walls of the combustion chamber do not heat up excessively, or so that they do not heat the wall of the frame excessively, we will preferably allow a part of the air leaving the compressor to pass through them. interstices or coniveaux 14 provided between the chamber and the frame, 8'air is directed into this interstice by the governing body 21 which enters the air stream to the desired extent and directs a current of an intensity
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suitable towards the interstice.
However, the wall of the combustion space can also be insulated by any other means, for example by means of insulating materials, and against heat radiation, for example by a partition divided by several air gaps, interposed between the combustion chamber and the component to be protected against heat radiation.
From the combustion chamber comes a quantity of hot gas, corresponding to the quantity of incoming air; the hot gas still mixes before entering the turbine with the other parts of the air stream, so that the blades of the turbine are not subjected to excessive local heating. It is useful to provide for a good mixing of the hot gases leaving the chamber with the other parts of the air, while leaving a suitable mixing space free; optionally, a special mixing chamber can be used.
It follows that, on the one hand, in order to obtain safe ignition and combustion and, on the other hand, to properly reduce the initial temperature of the inlet to the turbine, it is essential that the current- -air passing from the compressor into the combustion chamber, is divided into two parts: combustion takes place first in one, while the other part, for the reason already explained, serves as an addition for the mixture after combustion,
The heat admission devices 11 and 12 can of course be arranged not only in the second and third stages but in any number and places. Their purpose is to introduce subsequent heat in order to achieve isothermal or approximately isothermal expansion.
However, you don't always need these sprayers.
The isothermal expansion can also be carried out in such a way that the fuel is fed only into the combustion space 9 1 Liquid fuel is introduced into the compressed combustion air in such a distribution (i.e. that the combustion space 9 in such a way that the combustion is not terminated before entering the turbine, but continues in the turbine while thus achieving isothermal or approximately isothermal expansion. In order to achieve isothermal combustion, the mode of admission of the fuel is of great importance.
The fraction of the fuel which will still be burned before entering the turbine and that which will be burned in the turbine itself, can be regulated by the quality of the mixture and, in the case of liquid fuel, by the measurement of the atomization. , as well as by the place of the combustion chamber where the fuel is introduced
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in the air and, moreover, by the execution and the dimensioning of the combustion space. Any effect which slows down the combustion will lengthen the isothermal expansion section. Thus it is useful to choose the sprayers (among others the sprayers feeding the combustion chamber) in such a way and to feed them in such a way that the fineness of their spray is different.
The finely pulverized fuel will be burnt more rapidly than that which is coarsely pulverized and, depending on the fineness of the pulverization, the combustion will be prolonged in the turbine to a greater or lesser extent. For a certain degree of atomization, the rate of combustion can also be influenced by the construction of the combustion chamber 9 or by the quantity of fresh air supplied to it.
During the adjustment of the gas turbine, the length of the isothermal section is also varied, among the aforementioned factors it is useful to vary at least one. It is for this purpose that the construction detail shown in Figure 7 is intended, this figure showing a sprayer.
In the body 33 of the sprayer is housed the valve 34 which slides while being sealed and which, depending on its position, adjusts with its conical end 35 the free section located in the conical orifice 36. The fuel enters the body of the sprayer. through boreholes 37 and 38 and beyond into the accumulation space 39. In this space, the pressure of the fuel is such that it lifts the valve 34 as a result of its pressure acting on the lower surface against spring 40. The initial tension of spring 40 can be adjusted by angular displacement of beam 42 by longitudinally adjusting threaded spring support 41.
Since the extent of the fuel atomization depends on the atomization pressure, by angular displacement of the arm 42, the extent of the atomization can be adjusted.
If the fuel is introduced into the combustion chamber by means of several sprayers, for a reduction in the power, the adjustment can be made, preferably, so as to first decrease the power of the sprayers operating with coarser spray. If, apart from the sprayers or heat intake burners feeding the combustion chamber, the fuel is also introduced by means of burners or sprayers arranged between the stages of the turbine, for a reduction in power, it is first of all the last whose diet will be reduced,
When adjusting the gas turbine, in the event that the intake air stream is throttled, the throttling members will be arranged in the orifice
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18 or even before this one.
The axial passage compressor and the axial passage turbine lend themselves par excellence to carrying out the process which is the object of the invention, since they allow the passage of a very large quantity of air, while that the dimensions of the machines are reduced, which at the same time means a reduced tare weight. The construction can be carried out in such a way that, as a result of energy transformations in the blades, only the peripheral components of the gas velocity undergo essential variations; therefore, the axial component does not vary as a result of energy transformations. Such a device makes it possible to obtain very high passage speeds without the resulting losses being too great.
Such a compressor and such a turbine are characterized in that the average diameter of a line of fixed blades arranged between two lines of neighboring moving blades is exactly or approximately equal to the average value of the diameter of the mean circle of the blades. moving vanes. In addition, these devices are characterized by the fact that the individual vane lines lie next to each other without there being a partition between them.
If, instead of the compressor of such construction, the usual centrifugal compressor is used with a diffuser placed outside the compressor wheel and with consecutive return channels, due to the permanent variation of the direction of the current, on the one hand , one could not admit that a substantially lower passage speed and, on the other hand, as a result of the diffusers arranged outside the movable wheel, it would be necessary to provide a frame of a much larger diameter.
The minimum diameters are obtained, in any case, in the case of the compressor and the turbine operating according to the exposed principle,
In the compressor, in order to obtain a favorable efficiency and flow rate, it is useful to eliminate the tired boundary layer, braked by friction and the increase in pressure, from the surface of the frame and the rotor. , so that this layer cannot prevent the expected pressure increase.
It is for this purpose that the device known moreover is intended, represented by way of example in FIG. 5: in a certain stage of the compressor, the tired boundary layer returns to a place where a lower pressure prevails. re, through the orifices 28,28 'provided near the walls 27,271, passing through the channels 29,29' and through the orifices 30,30 ', where on entering, it has the normal energy content compared to conditions prevailing there, so
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that it does not prevent the increase in pressure.
Since the efficiency of the turbine is all the higher the higher the temperature at which it operates and its dimensions are all the more reduced the greater its peripheral speed, the mechanical stress on the material of the rotor is very important. For this reason it is useful to cool the rotor internally, which can be easily achieved by allowing a stream of air to enter the rotor. It is for this purpose that, on the one hand, the orifices 31,31 ′ of the members connecting the rotors to the shaft and, on the other hand, 32,32t of the bearing supports of the frame are used. If the rotors are made with discs or they are a combination of disc and drum systems, for the passage of air, holes must be provided in the discs as well.
In addition, it is also possible to cool the rotor of the turbine by means of the compressed air leaving the compressor or with a part thereof which, in this case, participates in the working cycle after having passed through the compressor. inside the turbine rotor. Likewise, the outer frame of the turbine can be cooled by means of compressed air,
This latter solution of cooling the turbine rotor is shown in Figure 6, where the combustion camber 63 is located between the rotor 61 of the compressor fixed on the shaft 60 and the disk rotor 62.62t of the turbine, also caté on shaft 60; however, in the present embodiment the combustion chamber is not placed tightly between the rotors, but leaves room for the air guide ports 65 and 66.
On the rotor discs of the turbine, near the shaft are the holes 67,67 ', etc. beyond which, on a greater diameter are the ribs 68.68 ', etc.
These annular ribs of the neighboring discs do not touch each other at all or only in places, so that there remains a passage section for the air.
Beyond the annular ribs, on an even larger diameter, subsequent passage openings 69.69 ', etc. are provided on the disks, On the compressor side of the combustion chamber 63, opposite the air stream leaving the compressor is the guiding ridge 70 which enters the aforementioned air stream and can divide the air stream. air stream coming out of the two-part compressor. The combustion chamber is fixed in the outer frame 71 by means of the governing bodies 72, which (as explained above in connection with FIG. 5i are located in certain places of the periphery of the combustion chamber and which are intended to ri - regulate the air in the combustion chamber.
On the turbine side of the chamber body
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-bre, the annular rib 73 approaches the first disc of the rotor of the turbine, so that between these two members only a small gap remains. The operation of this device is as follows: The air stream leaving the compressor abuts, according to the arrows Indicated, at the guiding edge 70 and it moves partially towards the combustion chamber and partially beside the chamber combustion, through the channel 65 radially inwards.
This part of the air stream is the cooling stream which enters through ports 67, 67 ', etc. disks axially into the turbine rotor and moves through the apertured interstices provided between the annular ribs 68,68 'of the disks, outwardly along the turbine disks while cooling their outer surface d 'an efficient way. The air stream returns to the space which remains between the turbine rotor and the combustion chamber, through the return ports 69,69 'and then, while mixing with the other parts of the cooling agent. work, it enters the turbine through channel 66.
The specific olume of the gas passing through the turbine is highest at the inlet to the compressor and in the low-pressure part of the turbine. So that, (especially at the latter place), the radial dimension of the blades is not too large, it is useful to construct the turbine so that its low pressure part has a larger diameter. In this case, so that its peripheral speed is not too high, preferably, its number of revolutions will be chosen at a lower value. Such a solution is shown in Figure 8.
Here it can be seen that the rotor 44 of the turbine-compressor unit is housed in the frame 43, the rotor 44 being supported at 47,47 'by the shaft 46 of the rotor 45 of the low pressure turbine. The rotor 45 directly drives the energy use system (for example the aircraft airlec 57). The shaft 46 is supported in the frame 43 by means of the bearings 48,48 '. The air enters through the inlet 49 of the compressor and it passes into the low pressure turbine 45 of a larger diameter, after passing through the compressor and the high pressure turbine 50.
The gear system 51 establishes a mechanical connection between the twists 44 and 45.
In Figure 9, the low pressure rotor 52 of the compressor is also of a diameter greater than that of the high pressure rotor 53 and it is wedged on a shaft 56 common with the low pressure rotor 54 of the turbine and with the operating system 57 (for example the propeller). Here the mechanical linkage of the turbine-compressor group 53 is constituted by the gear 55.
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It is useful to choose the dimensions of the turbine-compressor unit 44 or 53, that is to say the distribution of the power over the high and low pressure parts so that the useful power resulting from the the part containing the high pressure turbine (turbine and compressor) is zero, so that the work of the high pressure turbine is sufficient to cover the power absorbed by the compressor. In this case, it is useful to take the useful power off the shaft 46 or 56, so that the power to be transmitted by the gear 55 or 51 is also equal to zero or to a very reduced value. In the case of such a distribution of the machines, the mechanical connection between the turbine-compressor group and the low-pressure machines can be entirely omitted, so the first group rotates freely.
The solutions described and shown in the drawings are moreover to be considered only as examples of execution and they are capable of being used in numerous variants which have not been described in detail in order to avoid lengthening. unnecessarily exposed.