Gasturbinenanlage <B>mit</B> Radialverdichter. Bei Gasturbinen mit Gleichdruckverbren-. nun- muss ein Verdichter vorgesehen werden, der das Arbeitsmittel vor der Turbine auf hö heren Druck bringt. Der Antrieb dieses Ver- cliclrters, der je nach Grösse der Turbine ver schiedene, teilweise erhebliche Mengen zu fördern hat, muss - direkt oder indirekt von der Gasturbine besorgt werden; als Nutz leistung der Anlage bleibt also nur die Diffe renz zwischen der Turbinenleistung und der Verdiehter-Antriebsleistung zur Verfügung.
Die Wirtschaftlichkeit der Gasturbine ist da- her in hohem Masse vom Wirkungsgrad des Verdichters abhängig.
Für projektierte und ausgeführte der artige Turbinenanlagen sind bisher gewöhn lich Axialverdichter vorgesehen worden. Diese sind für grosse Fördermengen besonders neeignet; dagegen ist je Stufe nur eine mä- ssige Verdichtung möglich.
Wird also ein höheres Gesamtverdiehtungsverhält.nis benö- so sinkt mit steigender Stufenzahl der Wirkungsgrad des Axialverdichters. Daher liegt der Gedanke nahe, den bei höheren Druckverhältnissen bewährten und ausserdem billigeren Radialverdichter zu verwenden;
Voraussetzung ist dabei, seinen Wirkungs- rrad so erhöhen zu können, dass er in dieser llinsicht bei gleicher Fördermenge der Axial- Bauweise gleichkommt oder sie sogar über trifft.
Setzt der Gasturbinenprozess Zwischen kühlung voraus, wie das bei Verdichtungs- verhältnissen > 2,5 regelmässig der Fall sein wird,dann istderRadialverdichter um so mehr am Platz; durch die Notwendigkeit, die teil weise verdichtete Luft. aus der Maschine heraus-, durch den Kühler und wieder in die Maschine zurückzuführen, fällt ein für die vorteilhafte Anwendung des Axialverdichters sehr wesentliches Merkmal, nämlich die ein fache Luftführung, fort.
Radialverdiehter wurden bisher vorwie gend mit rückwärtsgArümmten Schaufeln ausgeführt. Diese Tatsache ist historisch daraus zu erklären, dass bei einer solchen Form noch am ehesten die Strömungsverhält nisse im Schaufelkanal mit den Mitteln der Stromfadentheorie ausreichend überblickt werden können; für die kurzen, stark erwei terten Kanäle bei geraden, radialen oder vor wärtsgekrümmten Schaufeln trifft das nicht mehr zu. Die Verhältnisse bei rückwärts gekrümmten Schaufeln sind heute durch Theorie und Versuch ziemlich weit geklärt, so dass sich auch die Grenzen möglicher Ver besserungen annähernd festlegen lassen.
Der geraden, rein radialen und der vor wärtsgekrümmten Schaufel ist dagegen bisher im Verhältnis weit weniger Aufmerksamkeit zugewendet worden. Im Verdiehterbau sind lrauptsächlieh die Versuche von Rateau mit geraden Schaufelsternen bekanntgeworden.
Erst in den für I-Iochleistungs-Brennkraft- maschinen entwickelten Ladern wurde der ge- raden R.adialschaufel ein Anwendungsgebiet erschlossen, auf dem eingehende Forsehungs- und Versuchsarbeit geleistet wurde. Wichtige Aufschlüsse wurden gewonnen, und es liegen heute zahlreiche Messergebnisse von Rädern mit verhältnismässig kleinem Durchsatz (in der Grössenordnung von 1 m3/s) vor, die teil weise sehr gute Wirkungsgrade aufweisen.
In der Literatur werden u. a. die nachstehend an geführten Werte angegeben: Lauer:- Beitrag zur Frage der Rüekführ- beschaufelung mehrstufiger Radiallader, (DVL St-Bericht Nr. 91 v. 26. 5. l944) bei 1,5 m3/s zc2 = 308 m/s H.,, <I>=</I> 6400 mkg/kg = 78,5 'I/o.
W. von der Nüll: Überlegungen zur Frage der grösstmöglichen Förderhöhe einstufiger Radiallader an Flugmotoren (Luftwissen, 1940, Bd. 7N5) bei 1,2-5 m3/s 1-1"s=6200 mkg/kg gii ;
"i =82,5/0 Die angeführten Messergebnisse rühren durchweg von Rädern her, deren Durchsatz an bzw. unter der untersten Grenze liegt, die vom Gesichtspunkt der Wirtschaftlichkeit aus der Anwendung von Kreiselverdichtern ge setzt ist. Bei höherem Durchsatz muss sieh entsprechend der Verbesserung der Strö- inungsverhält.nisse eine sehr bedeutende Ver besserung des hydraulischen und damit auch eine Erhöhung des innern Wirkungsgrades einer Stufe über die angegebenen Messwerte ergeben.
Die in einer Stufe erreichbare Förder- höhe hängt - drallfreien Eintritt voraus gesetzt - nach der Eulerschen Gleichung nur von der Umfangskomponente der Austritts- geschwindigkeit (c2") und der Umfangs- geschwindigkeit des Laufrades (u2) ab.
c.=" :Ans dem Austrittsdr eieek ergibt sieh, dass c2" um so grösser wird, je mehr der Austritts winkel ss2 wächst. Bei der reinen Radialschau- fel, also bei ss2 = 90 , ist c2" erheblich grösser als bei der rückwärtsgekrümmten Schaufel; noch grösser ist c2" bei ss2 > 90 , also bei der vorwärtsgekrümmten Schaufel.
Im Hinblick auf die hohe Umfangskomponente ist der ge raden Radialschaufel auch eine hohe Druck- Ziffer
EMI0002.0064
zugeordnet (nach Pfleiderer - 1,25, nach den o. a.. Messwerten 1,32-1,4). Die Förderhöhe der geraden Schaufel ist also auch unter der Voraussetzung gleicher Um fangsgeschwindigkeit bereits grösser als mit rückwärtsgekrümmten Schaufeln erzielbar.
u2: Wegen der günstigeren Beansprt- chungsverhältnisse liegt bei rein radialen Schaufeln die zulässige Umfangsgeschwindig keit sehr erheblich höher als hei jeder ge krümmten Schaufel. plan kann unbedenklich auf 350 bis 400 m/s gehen, während die be kannten Ausführungen von Verdichtern mit gekrümmten Schaufeln unter 300 ni/s bleiben müssen. Die Förderhöhe kann also mit der Umfangsgeschwindigkeit weiter gesteigert werden.
Auf Grund der genannten Umstände kann in einer einzigen Stufe ein Druckverhältnis von 2 (entsprechend einem tI,,, = 6570 mlkg/ka) und darüber ohne Schwierigkeit, nach den vorliegenden Messergebnissen, also mit. dem besten Wirkungsgrad, erreicht werden.
Dabei soll nicht übersehen werden, dass die ange gebenen Werte von Ausführungen mit klei nem Durchsatz herrühren und dass 'I,1 ebenso wie 1/i, bei wachsendem Au.gflihrun;smassstah (wachsende Revnoldsehe Zahl) ebenfalls noch grösser werden.
Ein Verdichtungsverhältnis von 4, wie es z. B. bei Gasturbinen mit geschlossenem Arbeitsprozess etwa benötigt wird, ist. bei , einem normalen Radialverdiehter mit ge krümmten Seha.ufeln kaum mit weniger als 4 Stufen zu erreichen, wiihrend der Radial- verdiehter mit geraden Schaufeln leicht mit zwei Stufen auskommt, die im Bereich des , j#l'irkungsgra.d-Bestwertes arbeiten. können.
Daraus ergeben sieh eine Reihe von teeli- nischen und wirtschaftlichen Vorteilen: Die Senkung der Stufenzahl hat eine Verringerung des Lagerabstandes und des s Wellendurchmessers zur Folge; mit. dem klei neren W el.lendurchmegser wird aber auch der Eintrittsdurchmesser des Rades verringert.
Da ferner die Einlaufgeschwindigkeit mit der Förderhöhe in die Beziehung gebracht werden kann: e. =<I>e</I> -29H (s. Pfleiderer, Die Kreiselpumpen, 1949, S. 129 u. ff.), so kann bei wachsender Stufenförderhöhe die Ein laufgeschwindigkeit erhöht und der Ein- trittsdurchmesser des Rades weiter erheblich verkleinert werden.
Auch die Laufrad- und Welilendiehtungen können also mit kleineren Durchmessern ausgeführt und infolgedessen die Spaltverluste vermindert werden.
Im Zusammenhang mit der Verringerung der Eintrittsdurchmesser und der Erhöhung der Schnelläufigkeit gehen auch die Aussen- ilurchniesser der Räder zurück; die an- schliessen.den Diffusoren werden bei gleichem Druekumsatz kürzer. Alle Reibungswege sind durch die Änderung der Abmessungen und die Verringerung der Stufenzahl erheblich verkürzt, die Zahl der Umlenkungen der Strömung und der sonstigen Verlustquellen herabgesetzt.
Die Radreibung verringert sich ebenfalls, wodurch die innern Verluste wei ter gesenkt werden.
Soll Zlvischenkühlung vorgesehen werden, so bietet. -das infolge der höheren Stufenver- diehtung höhere Temperaturgefälle die Möb lichlzeit, .die Kühlfläche klein zu halten, wo durch der Druekverlust beim Durchströmen < des Kühleis geringer wird.
Ein Nachteil des Radialverdichters mit geraden Radialschaufeln ist allerdings der ziemlich steile Abfall des Wirkungsgrades zu beiden Seiten des Bestwertes; ebenso liegt die Pumpgrenze verhältnismässig hoch.
Ein derartiger Verdichter wäre daher im allge meinen trotz höherem Bestwert des Wir- lcungsgrades den üblichen andern Bauarten gegenüber unterlegen, soweit eine der ge- wöhnliehen Verwendungen in der Industrie in Betracht kommt.
Nun können aber gerade astiirbinenprozesse mit geschlossenem Ar- beiteprozess derart eingerichtet werden, dass der Verdichter ein stets gleichbleibendes Luftvolumen fördert, so dass hierbei die erwähnte Eigentümlichkeit des Radialver- dichters mit geraden, radialen Schaufeln ausser Betracht bleiben kann.
Da bei einem derartigen Verfahren unter Umständen der tiefste im Irreislauf vorkommende Druck, der sogenannte Druckpegel, erheblich über dem Atmosphärendruck gehalten werden kann, ist auch aus diesem Grunde - infolge Erhöhung der Reynolds:chen Zahl - eine weitere Wirkungsgraderhöhung zu erwarten.
Auf Grund der dargelegten Zusammen hänge besteht die Erfindung in der Anord nung eines Radialverdichters mit geraden Schaufeln zur Förderung eines annähernd gleichbleibenden Luftvolumens in einer Gas turbinenanlage mit geschlossenem Arbeits- pro7ess. Damit wird ein doppelter Zweck erreicht,
nämlich einerseits wird die Wirt schaftlichkeit eines solchen Gasturbinenver- fahrens -durch Ausnutzung der hohen Ver dichtung undi des Spitzenwirkungsgrades eines Radialverdichters mit geraden Schau feln verbessert, und anderseits wird für diese Verdichterbauart eine weitere Anw en- dungsmöglichkeit geschaffen, die ihre Vor züge unbeeinträchtigt zur Geltung bringt.
Gas turbine system <B> with </B> radial compressor. In gas turbines with constant pressure combustion. Now a compressor must be provided which brings the working fluid up to the turbine to a higher pressure. The drive of this clicler, which has to convey different, sometimes considerable amounts depending on the size of the turbine, must - be provided directly or indirectly by the gas turbine; The only useful power available from the system is the difference between the turbine power and the twisted drive power.
The profitability of the gas turbine is therefore largely dependent on the efficiency of the compressor.
For projected and executed turbine systems of this type, axial compressors are usually provided. These are particularly suitable for large flow rates; on the other hand, only moderate compression is possible per stage.
If a higher total compression ratio is required, the efficiency of the axial compressor decreases as the number of stages increases. Therefore the idea is to use the centrifugal compressor that has proven itself at higher pressure ratios and is also cheaper;
The prerequisite for this is to be able to increase its efficiency factor in such a way that in this perspective it equals or even exceeds the axial design with the same delivery rate.
If the gas turbine process requires intermediate cooling, as will regularly be the case with compression ratios> 2.5, then the centrifugal compressor is all the more in place; due to the need for the partially compressed air. out of the machine, through the cooler and back into the machine, a very essential feature for the advantageous use of the axial compressor, namely the simple air flow, is omitted.
Up until now, radial throws have mainly been designed with backward curved blades. This fact can be explained historically from the fact that with such a shape the flow conditions in the blade channel can most likely be adequately surveyed with the means of the flow filament theory; This is no longer the case for the short, greatly enlarged ducts with straight, radial or forward-curved blades. The situation with backward curved blades has been clarified to a fairly large extent today through theory and experiment, so that the limits of possible improvements can also be approximately determined.
The straight, purely radial and the forward curved blade, however, has so far been given far less attention in proportion. In Verdiehterbau, the experiments of Rateau with straight blade stars are mainly known.
It was only in the superchargers developed for high-performance internal combustion engines that the straight radial blade became a field of application in which detailed research and experimentation was carried out. Important information was gained, and today there are numerous measurement results from wheels with a relatively low throughput (in the order of magnitude of 1 m3 / s), some of which have very good efficiencies.
In the literature u. a. the values listed below are given: Lauer: - Contribution to the question of the return blading of multi-stage radial loaders, (DVL St report no. 91 of May 26, 1944) at 1.5 m3 / s zc2 = 308 m / s H . ,, <I> = </I> 6400 mkg / kg = 78.5 'I / o.
W. von der Nüll: Considerations on the question of the greatest possible delivery height of single-stage radial loaders on aircraft engines (Luftwissen, 1940, Vol. 7N5) at 1.2-5 m3 / s 1-1 "s = 6200 mkg / kg gii;
"i = 82.5 / 0 The stated measurement results are all due to wheels whose throughput is at or below the lowest limit that is set from the point of view of economic efficiency when using centrifugal compressors. With higher throughput, the improvement must be seen accordingly the flow conditions result in a very significant improvement in the hydraulic and thus also an increase in the internal efficiency of a stage above the specified measured values.
According to Euler's equation, the delivery head achievable in a stage depends - assuming a swirl-free entry - only on the circumferential component of the exit speed (c2 ") and the circumferential speed of the impeller (u2).
c. = ": The exit pressure shows that c2" becomes larger, the more the exit angle ss2 increases. With the purely radial blade, ie with ss2 = 90, c2 "is considerably larger than with the backward-curved blade; c2" is even greater with ss2> 90, ie with the forward-curved blade.
In view of the high circumferential component, the straight radial blade is also a high pressure figure
EMI0002.0064
assigned (according to Pfleiderer - 1.25, according to the above ... measured values 1.32-1.4). The delivery height of the straight blade is thus already greater than with backward-curved blades, even if the peripheral speed is the same.
u2: Because of the more favorable stress conditions, the permissible circumferential speed of purely radial blades is much higher than that of any curved blade. plan can safely go up to 350 to 400 m / s, while the known types of compressors with curved blades have to stay below 300 ni / s. The head can thus be increased further with the peripheral speed.
Due to the circumstances mentioned, a pressure ratio of 2 (corresponding to a tI ,,, = 6570 mlkg / ka) and above can be achieved in a single stage without difficulty, according to the available measurement results, i.e. with. the best efficiency.
In doing so, it should not be overlooked that the stated values originate from designs with a low throughput and that 'I, 1 as well as 1 / i, also become even larger with increasing flow rate; smassstah (increasing Revnold's number).
A compression ratio of 4, as e.g. B. is required in gas turbines with a closed work process is. A normal radial twisting machine with curved blades can hardly be achieved with less than 4 steps, while the radial twisting machine with straight blades can easily manage with two steps that work in the range of the best efficiency value. can.
This results in a number of technical and economic advantages: The reduction in the number of stages results in a reduction in the bearing spacing and in the shaft diameter; With. However, the smaller the shaft diameter also reduces the entry diameter of the wheel.
Since the inlet speed can also be related to the delivery head: e. = <I> e </I> -29H (see Pfleiderer, Die Kreiselpumpen, 1949, p. 129 and ff.), The inlet speed can be increased and the inlet diameter of the wheel further reduced considerably as the stepped head increases .
The impeller and shaft seals can also be designed with smaller diameters and consequently the gap losses can be reduced.
In connection with the reduction in the inlet diameter and the increase in speed, the outer diameters of the wheels also decrease; the connecting. The diffusers are shorter with the same pressure turnover. By changing the dimensions and reducing the number of stages, all friction paths have been considerably shortened, and the number of deflections of the flow and other sources of loss have been reduced.
The wheel friction is also reduced, as a result of which the internal losses are further reduced.
If intermediate cooling is to be provided, then offers. -the higher temperature gradient due to the higher step rotation, the possibility of keeping the cooling surface small, where the pressure loss when flowing through the ice is lower.
A disadvantage of the radial compressor with straight radial blades, however, is the rather steep drop in efficiency on both sides of the best value; the surge limit is also relatively high.
Such a compressor would therefore generally be inferior to the usual other types of construction despite the higher best value of the degree of efficiency, insofar as one of the usual uses in industry comes into consideration.
Now, however, it is precisely the turbine processes with a closed working process that can be set up in such a way that the compressor conveys a constant volume of air, so that the aforementioned peculiarity of the radial compressor with straight, radial blades can be disregarded.
Since with such a method the lowest pressure occurring in the circulatory system, the so-called pressure level, can be kept well above atmospheric pressure, a further increase in efficiency can also be expected for this reason - due to an increase in the Reynolds number.
Due to the interrelationships set out, the invention consists in the arrangement of a radial compressor with straight blades for conveying an approximately constant volume of air in a gas turbine system with a closed work process. This achieves a double purpose,
namely, on the one hand, the profitability of such a gas turbine process is improved by taking advantage of the high compression and the peak efficiency of a centrifugal compressor with straight blades, and on the other hand, a further application is created for this type of compressor, which brings its advantages to bear without impairment brings.