Verfahren zum Betriebe Feuergase durch Verpuffungen herstellender Treibgaserzeuger und Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens Vorliegende Erfindung betrifft ein Ver fahren zum Betriebe Feuergase durch Ver puffungen herstellender Treibgaserzeuger und eine Vorrichtung zur Durchführung des Ver fahrens.
Entsprechend der Möglichkeit, den hohen Explosionsdruck, unter dem derartige Feuer- oder Treibgase erzeugt werden können, wenig stens teilweise in Strömungsenergie umzu setzen und sich zu dieser Umsetzung Düsen- und Beschaufelungsanordnungen zu bedienen, hat man bereits Feuergasgefälle, gegeben durch Druck, Temperatur und Wärmeinhalt der Feuergase, das heisst die Enthalpie der selben in Turbinenanordnungen, abgearbeitet und die dabei erzeugte, mechanische Energie entweder als äussere Arbeit der Verpuffungs- brennkraftturbinenanlage abgegeben oder sie für die Zwecke der Anlage selbst,
etwa zur Verdichtung der Betriebsmittel, wie beispiels weise Luft und Brenngas, verwendet.
Dabei trat im Laufe der Entwicklung das gleiche Bestreben wie bei Dampfturbinen öder nach dem Gleichdruckverfahren arbeitenden Gasturbinen auf, Drücke und Temperaturen immer weiter zu steigern, um den thermischen Wirkungsgrad zu verbessern. Es wuchs also die Feuergasgesamtenthalpie entsprechend den vor den Turbinenrädern herrschenden Beaufschlagungsdrücken und den Gegen drücken hinter den Turbinenrädern, in Strö mungsrichtung der Feuergase gesehen, und erreichte schliesslich Werte, welche bei ein stufiger Abarbeitung des Gefälles nicht mehr zufriedenstellend zu bewältigen waren. plan ging daher zu stufenförmigen. Unterteilungen des Gesamtgefälles über und passte die Tur binenräder dem Zunstand der Feuergase in den einzelnen Gefällestufen nach Möglichkeit an.
Das in den einzelnen Verpuffungskam mern pro Verpuffung erzeugte Feuergas gesamtvolumen wurde dabei zunächst noch nicht unterteilt, sondern diese stufenförmige Unterteilung richtete sieh ursprünglich nur auf die zeitlich aufeinanderfolgende Abarbei- tung der bei einer Verpuffung erzeugten Feuergasgesamtmenge in verschiedenen Tur binenstufen.
Später wurde zwar der Vor schlag gemacht, auch die Feuergasgesamt menge selbst in Teilmengen zu unterteilen, wobei man für jede Teilmenge eine ihrem Zustand möglichst angepasste, besondere Dü sen- und Beschaufelungsanordnung vorsah, die ein besonderes, gesteuertes Abschlussorgan zur Verptüfungskammer voraussetzte.
Gegen über der so erforderlich werdenden Vielzahl von Turbinenstufen und Steuerorganen be schränkte man sich praktisch jedoch darauf, nur die Feuergase gesondert zu verarbeiten, die zur Vorbereitung der Kammer für die nächste Ladung als sogenannte Restfeuergase aus der Verpuffungskammer entfernt werden mussten, damit gute Füllungsverhältnisse ent standen.
Trotz stufenförmiger Unterteilung des Feuergasgefälles, sogar trotz Unterteilung der bei einer Verpufung erzeugten Feuergas gesamtmenge, gelang es nicht, den Anordnun gen in den Turbinenstufen auch nur annä hernd gleiche Feuergasgefälle zuzuordnen. Man machte darauf den Versuch, zwischen den Turbinenstufen grosse Ausgleichsbehälter anzuordnen, um den Druck der Gase auszu gleichen. Dadurch wurden zwar bessere Be aufschlagungsverhältnisse in der zweiten Stufe erreicht, aber zugleich bildete sich in bezug auf die erste Stufe ein gleichbleibender Druckverlauf aus, so dass der Gegendruck in bezug auf die erste Turbinenstufe um so kon stanter war, je grösser das Volumen des Aus gleichbehälters bestimmt wurde.
Die allge meine Regel, die Schwankungen im Feuergas gefälle auf höchstens 45 % des optimalen Ge fälles, für das das Turbinenrad ausgelegt ist, zu bemessen, wobei die grösste Schwankung nach oben höchstens 20%, nach unten höch stens 15% betragen soll, konnte auf diese Weise nicht verwirklicht werden. Aber nur bei Einhaltung dieser Regel sind befriedi gende Radwirkungsgrade zu erwarten, wäh rend andernfalls auch die thermodynamisch günstigsten Prozesse durch schlechte Rad- wirkungsgrade so in Mitleidenschaft gezogen werden, dass keine günstigen Gesamtwirkungs grade mehr zu erwarten sind.
Erfindungsgemäss ist die grundsätzliche Lösung dieses Problems gefunden und durch Rechnung und Versuch als gelungen bestä tigt worden.
Das zur Lösung des entwickelten Problems vorgeschlagene Verfahren zum Betriebe Feuer gase durch Verpuffungen herstellender Treib gaserzeuger mit Abarbeitung von Feuergas gefälle in Düsen und Beschaufelungen kenn zeichnet sich erfindungsgemäss durch eine Absenkung des in Strömungsrichtung des Feuergases hinter einer Beschaufelung erzeug ten Gegendruckes während der Dehnung der Feuergase in der Beschaufelung, damit in der Beshaufelung die Schwankungen des Feuer gasgefälles kleiner werden.
Die so bewusst und planmässig vorgenom mene Absenkung des in Strömungsrichtung hinter einer Beschaufelung erzeugten Gegen druckes während der Dehnung der Feuergase in der betrachteten Beschaufelung erfolgt zweckmässig so, dass die Linie des Gegen druckes im Q - V - Diagramm, dessen Ordi naten dem Wärmeinhalt Q der Feuergase in kcal/nm3 und dessen Abszissen den Prozen- tualanteilen ausgeströmter Feuergasvolumina am je Verpuffungskammer erzeugten Feuer gasgesamtvolumen entsprechen, wenigstens nach der Auffüllperiode annähernd als Äquidi- stante zur Expansionslinie verläuft.
Die zur Durchführung des erfindungsge mässen Verfahrens dienende Vorrichtung kennzeichnet sich durch Düsen und Beschaufe- lungen zugeordnete Verpuffungskammern mit mehreren gesteuerten Auslässen zur Ent nahme von Feuergasen zwecks Herstellung von während der Dehnung von Feuergasen in vorgeordneten Düsen und Beschaufehungen abgesenkter Gegendrücke hinter diesen Be- schaufelungen, in Strömungsrichtung der Feuergase gesehen.
Die Zeichnung zeigt als Ausführungsbei- spiel der erfindungsgemässen Vorrichtung einen als Verpuffungsbrennkraftturbinenan- lage mit vier Kammern und zwei Turbinen- stufen ausgebildeten Treibgaserzeuger zur Versorgung einer mechanische Leistung ab gebenden Kraftwerksturbine. An Hand der selben wird nachfolgend auch das Betriebs verfahren gemäss der Erfindung beispiels weise erläutert.
Fig. 1 veranschaulicht in schematischer Darstellung den Aufbau eines Öltreibgas erzeugers.
Fig. 2 zeigt das zugehörige Druck-Zeit- Diagramm, während F'ig. 3 das Q - V -Diagramm der gleichen Anlage wiedergibt.
Fig.4 zeigt das Q-V-Diagramm in einem grösseren Massstab unter Veranschaulichung eines abweichenden Arbeitsverfahrens.
.Fig.5 stellt in teilweiser Ansicht und in teilweisem Schnitt nach Linie 5-'5 der Fig. 6 einenTreibgaserzeuger mit abgeänderten Aus- führungen von Lade-, Düsen- und Auslass ventilen dar.
Fig. 6 stellt einen Querschnitt nach Linie 6-6 durch den Treibgaserzeuger nach Fig. 5 dar.
Fig. 7 stellt in schematischer Darstellung einen Treibgaserzeuger mit Verarbeitung der Restfeuergase in einer besonderen Beschaufe- lung, Fig.8 eine gegenüber Fig.7 etwas abge änderte Ausführungsform dar.
In Fig.1 bezeichnet 24 die Läuferwelle, auf der die beiden einkränzigen Turbinenlauf räder 25 und 26 der beiden Turbinenstufen des Aggregates sitzen. Der Beschaufelung 25a vorgeordnet sind die Düsen I, die mit jeder der dem Aggregat zugeordneten vier Verpuf fungskammern 27, 28 usw. in feuergasleiten der Verbindung stehen. Diese Verbindungen sind mit 29 und 30 bezeichnet. Zur Verpuf fungskammer abgeschlossen oder an sie ange schlossen werden die Stutzen 29, 30 über ge steuerte Düsenventile, die bei 31 und 32 an gedeutet sind. Die Zündungseinrichtungen sind mit 5 bezeichnet, die Ladeluftventile mit 2. Bei 33 sind Brennstoffzuführungsleitungen vorgesehen, deren Einspritzdüsen unmittelbar in die Ladeluftventile 2 eingebaut sind. Eine Ringleitung 34 versorgt die Verpuffungskam mern mit Ladeluft.
Besondere Naehladeven- tile sind nicht vorgesehen, da die Verpuf- fungsbrennkraftturbinenanlage, die vorwie gend zur Erzeugung von Treibgasen ausge bildet ist, nach dem sogenannten offenen Auf ladeverfahren arbeiten soll, das heisst das Aus lassventil 43 bzw. 44 wird nicht nur während der gesamten Zeitdauer der Ladeluftventil eröffnung in einer Kammer zwecks Ausschie bung des Feuergasrestes, sondern auch noch während des Beginnes der Brennstoffeinsprit zung (bzw. eines eventuellen Brenngaseinlas- ses) offen gehalten.
Bei dieser offenen Auf ladung erreicht man besonders günstige Durchmischungsverhältnisse von Luft einer seits, Brennstoff oder Brenngas anderseits.
In bezug auf das Arbeitsverfahren sei zu nächst auf das Druck - Zeit - Diagramm der Fig.2 verwiesen. In diesem Diagramm be- zeichnet A den Zeitpunkt, in dem sich der höchste Verpuffungsdruck nach der vorher gehenden Zündung der Ladung ausgebildet hat. Durch Öffnung eines der Düsenventile 31, 32 tritt, ausgehend vom Punkt A, die Ex pansion ein, die ohne die erfindungsgemäss getroffenen Massnahmen unter Vermittlung der Düsen I bis Punkt C verlaufen würde. Dort schliesst sich das betrachtete Ventil, und es öffnet sich eines der Ladelufteinlassventile, gleichzeitig ein Auslassventil und es findet unter Einwirkung der nachdrängenden Lade luft die Ausschiebung der Restfeuergase längs der Linie C-E statt. Im Zeitpunkt E schlie ssen sich Ladelufteinlass- und Auslassventile.
Vorher hat bei D die Einspritzung des Brenn stoffes über die Leitung 33 stattgefunden, so dass also so die bereits erwähnte, offene Auf- ladumg bei offenen Ladelufteinlass- und Aus lassventilen verwirklicht wird. Im Punkt E ist in den Kammern ein homogenes, geut durch gemischtes, zündfähiges Gemisch vorhanden, so dass es nur der Zündung im Zeitpunkt 15 bedarf, um den scharfen Druckanstieg zu be wirken, der wieder zum Auftreten des höch sten Verpuffungsdruckes im Punkt A des nächsten Arbeitsspiels führen würde.
Das insoweit dargestellte und beschriebene Druck-Zeit-Diagramm entspricht 'dem be kannten einstufigen Arbeitsverfahren von Verpuffungsbrennkraftturbinen, die in die Atmosphäre auspuffen, so dass diese den kon stanten Gegendruck bildet, der hinter der Beschaufelung, in Strömungsrichtung der Gase gesehen, auftritt. Da den stark wechseln den Drücken entsprechend stark wechselnde Feuergasgeschwindigkeiten in der Beschaufe- lung auftreten, ist der Radwirkungsgrad un befriedigend.
Um ihn grundsätzlich zu verbes sern, sind folgende Massnahmen getroffen: Ausser den Düsenventilen 31, 32 sind wei tere Düsenventile<B>37,</B> 318 in den zwei zur Dar stellung gebrachten Verpufftuigskammern 27, 28 vorgesehen, die mit Räumen 3<B>9</B>, 40 über Stutzen 41, 42 in Verbindung stehen. Weiter sind Auslassventile 43, 44 angeordnet worden, die über die .Stutzen 4ü, 46 in das Ausström- gehäuse des Turbinenrades 26 ausmünden.
Das Ausströmgehäuse 47 steht über die Treib- gaszuführungsleitung 48 mit einer Kraft werksturbine in Verbindung, die etwa als viel stufige Parsonsturbine ausgebildet sein kann. An die Stelle der Kraftwerksturbine kann jeder andere Treibgasverbraucher treten, der den Druck, die Temperatur und/oder den Wärmeinhalt der das Ausströmgehäuse verlas senden Treibgase auszunutzen vermag.
Die mechanische Leistung der Turbinenwelle 24 wird vollständig an denBetriebsmittelverdich- ter 101 abgegeben, der bei Betrieb des Treib gaserzeugers mit flüssigen Brennstoffen als Luftverdichter ausgebildet ist, während bei Verwendungen von Brenngasen auch deren Verdichtungsaufwand von der Tubinenwelle 24 zu decken ist.
Alle Kühl- und Isoliermäntel sind aus Ver einfachungsgründen nicht gezeigt worden. Die Räume 39, 40 sind als Auffangskam mern für die Ausströmgase aus der Hoch- druckbeschaufelung25u ausgebildet. Dadurch, dass die aus den Verpuffungskammern 27, 28 über die Düsenventile 37, 38 den Kammern 39, 40 unter einem bestimmten, noch näher zu erläuternden Anfangsdruck zugeführt werden, und dadurch, dass die so entlassenen Feuer gasteilmengen in den Räumen 39, 40 expan dieren, kommt es in den Räumen 39, 40 zur Ausbildung eines bestimmten Druckverlaufes, der sich als Gegendruck auf die Beschaufe- lung 25a auswirkt.
Dieser Gegendruckverlauf ist in Fig. 2 dargestellt worden. Wie man dieser Fig. 2 zu entnehmen vermag, erreicht die den Druckverlauf in den Räumen 39 oder 40 darstellende Gegendrucklinie 35 die Linie des Ladeluftdruckes po in einem bestimmten Zeitpunkt.
Würde man die Gegendrucklinie über diesen Zeitpunkt hinaus weiter, treiben, das heisst würde man die Feuergase in den Düsen I über den Zeitpunkt hinaus expan dieren lassen, der dem Schnittpunkt der Ge gendrucklinie 35 mit der Linie des Ladeluft druckes entspricht, um auch in diesem vom Schnittpunkt ab beginnenden Zeitraum annä hernd gleiche Feuergasgefälle zu erhalten, so würde vor den Düsen II, in Feuergasrichtung gesehen, ein geringerer Druck herrschen als im Ausströmgehäuse 47, da dieser entspre chend dem gewählten Ladeverfahren mit Rest feuergasen vom Druck der Ladehüt erfüllt ist. Es würden also Rückströmungen und Brems wirkungen auf die Turbinenräder entstehen, die unerwünscht sind.
Aus diesem Grunde muss die Expansion der Feuergase in den Düsen I zu einem Zeitpunkt abgebrochen wer den, der vor diesem Schnittpunkt der Ge gendrucklinie 35 mit der Linie des Ladeluft druckes po liegt. Dieser Zeitpunkt wird aus Sicherheitsgründen etwas vor den genannten Schnittzeitpunkt vorverlegt. Er ist in Fig. 2 mit B bezeichnet worden. Im Punkte B schliessen sich also die Düsenventile 31, 32, und die Düsenventile 37 und 38 öffnen sich. Die gleichen Düsenventile schliessen sieh im Punkt C, und es öffnen sich die Auslassventile 43, 44, um im Punkt E zu schliessen.
Dabei sind die Steuerungsphasen der Ventile 31 und 32 bzw. 37 und 38 bzw. 43 und 44 und damit die Arbeitsspielfolgen der den Düsen I, II und Besehaufelungen 25a und 26ca zugeordneten Verpuffungskammern 27, 28 usw. zeitlich ein ander gegenüber so versetzt, dass - während der Zeitspanne der Dehnung A-B einer aus der Verpuffungskammer 28 entnommenen hö hergespannten Feuergasteilmenge in der Dü sen- und Beschaufelungsanordnung I, 25a eine aus der Verpuffungskammer 27 entnom mene, niedriger gespannte Feuergasteilmenge zur Herstellung des abgesenkten Gegendrucks 35 in den Räumen 39,
40 und dass - wäh rend der Zeitspanne der Dehnung B-C einer aus der Verpuffungskammer 27 entnommenen niedriger gespannten Feuergasteilmenge in der Düsen- und Beschaufelungsanordnung II, 26a - eine aus einer weiteren, nicht gezeich neten Verpuffungskammer entnommene, noch niedriger gespannte Feuergasteilmenge zur Herstellung des abgesenkten Gegendruckes 36 im Ausströmraum 47 benutzt wird.
Während der Dehnung A-B (F'ig. 2) der über das offene Düsenventil 32 den Düsen I und der Besehaufelung 25c, zugeführten, höher ge spannten Fäuergasteilmenge der in der Ver- puffungskammer 28 bei einer Verpuffung ins gesamt erzeugten Feuergasmenge verläuft also der Gegendruck in den Räumen 39, 40, die zu diesem Zwecke in nicht näher dargestellter Weise verbunden sind, nach der Gegendruek- linie 35, ähnlich der Dehnung B-C einer in der Verpuffungskämmer befindlichen,
niedri ger gespannten Teilmenge vom Zustand B. Die Arbeitsspiele in den Verpuffungskam mern sind jedoch gegeneinander so versetzt, dass während beispielsweise der Expansion einer der Kammer 28 mit maximalem Druck (Zustand A) über Düsenventil 32 entnom menen Feuergasteilmenge in der Besehaufe- lung I, 25a eine Feuergasteilmenge in der Beschaufelung II, 26a expandiert wird, die der Kammer 27 mit niedrigerem Druck (Zu stand B) entnommen worden war.
Die die Ge gendrucklinie 35 zur Teilexpansion A-B in der Verpuffungskammer 28 erzeugende Teil expansion B-C der aus der Verpuffungskamn- mer 27 entlassenen, niedriger gespannten Feuergasteilmenge gehört also nicht dem Dia gramm der Fig.2 an, sondern dem Druck- Zeit-Diagramm der Verpuffungskammer 2,7, das gegenüber dem in Fig.2 wiedergegebenen Druek-Zeit-Diagramm der Verpuffungskam mer 28 so vorauseilt, dass während der Zeit spanne der Teilexpansion A-B der über das Düsenventil 32, aus der Verpuffungskammer 28 entlassenen, höher gespannten Feuergas teilmenge die Verpuffungskammer 27 bereits die niedriger gespannte Feuergasteilmenge entlässt,
die nach ihrem eigenen, gegenüber dem Diagramm der Fig.2 um die Zeitspanne A-B vorauseilenden Druck-Zeit-Diagramm gerade derTeilexpansion B-C unterliegt. Das gilt sinngemäss für die die Gegendrucklinie 36 erzeugende, niedrigst gespannte Feuergäs- teilmenge, die im Ausführungsbeispiel als aus einer Kammer ausgeschobene Restfeuergas menge während der Zeitspanne C -E in das Ausströmgehäuse 47 hineinexpandiert; das Druck-Zeit-Diagramm dieser nicht gezeich neten, die Restfeuergase ausschiebenden Kam mer eilt dem Diagramm nach Fig. 2, das der Kammer 28 zugeordnet ist, um das Zeitmass A-C vor.
Mit andern Worten, der Verlauf der Arbeitsspiele in der Kammer 27 ist ge genüber dem Verlauf der Arbeitsspiele in der Kammer 28 zeitlich so vorverlegt, dass wäh rend der Erzeugung des Gegendruckverlaufes 35 in den Räumen 39, 40 mit Hilfe der Deh nung der über das geöffnete Düsenventil 37 in die Räume 39, 40 entlassenen, niedriger ge spannten Feuergasteilmenge die über das Dü senventil 3r2 aus der Verpuffungskammer 28 entlassene, höher gespannte Feuergasteilmenge entsprechend der Teilexpansion A-B gedehnt wird; dieser zeitlichen Versetzung der Ar beitsspiele entsprechend wird während des Gegendruekverlaufes 35 in den Räumen 39, 40 der im Ausströmgehäuse 47 auftretende Ge gendruck nach der Linie 36 erzeugt.
Dadurch wird der Zweck der Erfindung verwirklicht; die über das geöffnete Düsenventil 32 dem Düsen- und Beschaufelungssystem I, 25a zu geführte Feuergasteilmenge wird mit bedeu tend kleineren Schwankungen des Feuergas gefälles verarbeitet, das durch die Expansions linie A-B und die im letzten, im Verhältnis zur Gesamtdauer der Dauer nach überwiegen den Teil annähernd äquidistante Gegendruck linie 35 der Fig.3 gekennzeichnet ist;
die auf das Düsen- und Beschaufelungssystem II, 26a zur Wirkung gebrachte, niedriger ge spannte Feuergasteilmenge wird gleichzeitig in dieser Düsen- und Beschaüelungsanord- nung II, 26a mit sehr kleinen Feuergas- gefälleschwankimgen verarbeitet, da die Linie 36, jetzt als Expansionslinie dieser niedriger gespannten Feuergasteilmenge, annähernd äqiti.distant zur @Gegendrucklinie 36 vn Aus- strömgehäuse 4'7 verläuft.
Die Druck-.Zeit-Diagramme lassen nicht erkennen, welche Feuergasgefälle die aus dem Rad 25 abströmende, teilweise abgearbei tete, zunächst höher gespannt gewesene Feuer gasteilmenge bei der weiteren Verarbeitung vorfindet. Zu diesem Zwecke bedarf es einer Darstellung der gleichen Verhältnisse im Q - V - Diagramm, das in Fig. <B>3</B> gezeigt ist.
In diesem Diagramm ist wieder der Ver lauf .des Linienzuges A, B,<I>C</I> und E veran schaulicht. Die F'euergasgefälle sind auf der von A ausgehenden Ordinate abzulesen, die ausgeströmten Feuergasmengen auf der Ab szissenachse. Das Druck- und 'Temperatur- liniennetz ist nur angedeutet und gilt wie derum für die von A ausgehende Doppellinie. Diese Doppellinie veranschaulicht die Zu- standsbedingungen während der Expansion.
Diese Änderungen erscheinen im Q - S - Dia gramm als vertikale adiabatische Linien, aber nur in der idealen Maschine, in der während der Expansion keine Entropieänderungen, also keine Wärmeverluste in den Wandun gen auftreten und keine Wärmeabgabe durch Reibung am Laufrad und an den Schaufeln stattfindet. Für die ausgeführte Maschine treffen beide Voraussetzungen nicht zu. Doch zeigen sorgfältige Untersuchungen über den Wärmeübergang auf der Gasseite feuergas berührter Wandungen und Berechnungen der Ventilationsverluste an Schaufelrädern und Schaufeln, dass bei sorgfältig ausgeführten Anlagen die in Betracht kommenden Betriebs verfahren praktisch zur Gleichheit von abge gebener und aufgenommener Wärme führen.
Es ist daher berechtigt, von adiabatischen Zu standsänderungen und demgemäss von verti kalen Linien im Q-8-Diagramm und damit im Q-V-Diagramm auszugehen. Eingetragen ist weiter die strichpunktiert gezeichnete Gegen drucklinie 35 und die gestrichelt gezeichnete Gegendrucklinie36. Diese Linien bestimmen in Verbindung mit durch die Punkte B und C gelegten Ordinaten folgende Flächen: Ia, Ib, II und III. Die Fläche Ia unterhalb des der Teil expansion A-B entsprechenden Kurvenver- laufes A-B entspricht der Arbeitsleistung der aus der Düsenanordnung I ausströmen d den Feuergasteilmenge, ausgeübt auf das Rad 2'ö.
Die strichpunktiert gezeichnete Trennlinie 35 zwischen den Flächen Ia und Ib entspricht dem in den Räumen 39, 40 auftretenden Ge gendruck, entspricht also dem Gegendruck im Radraum 25. Diese Gegendrucklinie ist in der Hauptsache abhängig von der Anzahl der ar beitenden Kammern, der Zahl und Grösse der Auffangräume und der engsten Düsenquer schnitte. Mit der Gestaltung dieser Gegen drucklinie im Q-V - Diagramm kann der Rad wirkungsgrad der Verpuffungsbrennkrafttur- bine weitgehend beeinflusst werden. Es lässt sich also erreichen, dass bis auf die Auffüll- periode die Gegendrucklinie annähernd äqui- distant zum Linienzug A-B verläuft.
Es bezeichnet weiter Ib eine Fläche, die der Arbeitsabgabe der ursprünglich über die Dü sen I zugeführten, höher gespannten Feuer gasteilmenge entspricht, die in die Düsen- und Beschaufelungsanordnung II, 26a gelangt und dort Arbeit leistet. Begrenzt wird die Ar beitsfläche Ib nach unten durch eine gestri chelt gezeichnete Gegendrucklinie 36, die dem Zustand der Feuergase im Ausströmgehäuse 47 entspricht. Erkennbar ist wieder die annä hernde Äquidistanz zwischen der strichpunk tiert gezeichneten Gegendrucklinie 35 und dieser gestrichelt gezeichneten Linie 36, so dass also auch die Gefälleschwankungen sehr klein sind, die für die über die Düsenanordnung I zugeführte Feuergasteilmenge bei der Verar beitung in der zweiten Turbinenstufe auf treten.
Erkennbar ist ausserdem die Arbeitsfläche II, welche der disponiblen Arbeit entspricht, die die über eines der Düsenventile 37, 38 entlassene, niedriger gespannte Feuergasteil menge in der Turbinenanordnung II, 26a entfaltet. Auch diese niedriger gespannte Feuergasteilmenge findet, da nach der Auf füllperiode die Gegendrucklinie 36 annähernd äquidistant zum Kurv enast B-C v erläuft, auf dem grössten Teil des Verlaufes der Gegen drucklinie annähernd die gleichen Feuergas gefälle vor, so dass also beide 'Turbinenstufen mit weit günstigeren Verhältnissen arbeiten können, da die Gefällesehwankungen sehr viel kleiner als bei bisherigen Verpuffungsbrenn- kraftturbinen sind.
Das gilt weitgehend auch für die Arbeitsfläche III der Kraftwerkstur bine, da hier die Atmosphäre den konstanten Gegendruck bildet, während sich die Schwan-. kumgen in der Anfangsspannung in der gro ssen, als Receiver wirksamen T'reibgaszufüh- rungsleitung 48 annähernd ausgleichen.
Fig.4 zeigt ein in einem andern Massstab ge- hältenes Q-V-Diagramm eines Betriebsverfah- rens, bei dem eine mehr oder weniger konstante Gleichdrulckj,erbrennung mit .einer -Gleich raumverbrennung vereinigt worden ist. Bei dem Betriebsverfahren, das die Grundlage des Diagrammes nach Fig. 4 bildet, wird die Zün dung in verhältnismässig grosser Nähe der Düsenventile 31. oder 32 bewirkt, über die die höchstgespannte Feuergasteilmenge in die erste der Düsenanordnungen entladen wird.
Diese Düsenventile werden vor völlig been deter Verbrennung eröffnet, also vor dem Zeitpunkt, in dem es ohne diese Voreröffnung zur Ausbildung der Höchstdruckspitze A kommen würde, die dem Punkt A der Fig. 4 entspricht. Dieses modifizierte Verfahren soll also die reine Gleichraumverbrennung durch eine solche ersetzen, bei der die Verbrennung zum Teil bei annähernd gleichem Druck er folgt. Es werden also die durch Gleichraum verbrennung entstandenen Gase nach Ent stehen eines bestimmten Druckes unter einer mehr oder weniger konstanten Spannung ent laden, die dadurch aufrechterhalten bleibt, dass andere Gemischteile in Kammerteilen zur Verbrennung bzw. Verpuffung kommen, die weiter entfernt von den Düsenventilen sind.
Während dieser Vorgänge wird zunächst eine leichte Druckerhöhung zu erwarten sein, auf die eine Periode völligen Gleichdruckes folgt; beim Eintritt der Endvorgänge der Verbren nung wird die Spannung wieder abfallen. Zu diesem Zeitpunkt soll die Druck-Zeit-Kurve die Expansionslinie von Gasen schneiden, die durch eine reine Gleichraumverbrennung ent standen zu denken sind. Die Kurve x in Fig. 4 veranschaulicht die Expansionslinie einer Feuergasteilmenge, wenn das Düsenven til zu einem Zeitpunkt eröffnet wird, in wel chem die Gleichraumverbrennung zur Erzeu gung eines Druckes von 50 ata gegenüber 64 ata geführt hat, die bei Durchführung der Verbrennung als reine Gleichraumverbren nung erreichbar wären.
Dabei ist festzustel len, dass sich die Kurve x noch stärker dem allgemeinen Verlauf und der Charakteristik der strichpunktierten und gestrichelten Ge gendrucklinien anschmiegt als die Linie A-B, so da selbst in bezug auf die anfänglichen Zeitelemente der ersten Teilexpansion Ex- pansions- und Gegendrucklinien annähernd äquidistant verlaufen. Genauere Untersuchun- gen haben dabei ergeben, däss trotz des Ver lustes an Arbeitsfläche im Diagramm ober halb der Linie x die verfügbare Leistung beim kombinierten Gleichraum - Gleichdruckprozess annähernd dieselbe ist wie beim reinen Gleich raumprozess.
Anderseits aber können die Tur binenschaufeln infolge des gleichmässigeren Gefälles beim kombinierten Prozess für kon stantere Bedingungen ausgelegt werden, so dass in Verbindung mit den höheren Rad umfangsgeschwindigkeiten der Radwirkungs grad wesentlich verbessert, zum Beispiel auf Werte von 70 bis 76 % gebracht werden kann. Ähnliche Ergebnisse sind auch dadurch zu erhalten, dass man die Voreröffnung der Dü senventile mit einer Einführung von Zusatz brennstoff, etwa mit einer Nacheinspritzung von flüssigem Brennstoff in die Kammer, verbindet.
Dieses Verfahren ist in Fig. 4 durch den Linienzug y veranschaulicht wor den, bei dem das Düsenventil zu einem Zeit punkt eröffnet wird, bei dem die reine Gleich raumverbrennung zu einem Druck in der ge schlossenen Kammer von 42 ata geführt hat. Durch die Nacheinspritzung von Brennstoff steigt der Druck momentan an, wobei auf den Druckanstieg eine Periode gegenüber den-Ver- hältnissen der Gleichraumverbrennung abge flachten Druckverlaufes folgt.
Die Linie y schneidet die Expansionslinie A-B und trifft sie wie die Linie x im Punkte B.
Was an Hand des Ausführungsbeispiels der Fig. 1 für die Entlassung einer hochge= spannten Feuergasteilmenge über das geöff nete Düsenventil 32., für die gleichzeitige Ent lassung einer niedriger gespannten Feuergas menge über das geöffnete Düsenventil 37 und für die ebenfalls gleichzeitige Entlassung des Feuergasrestes aus einer weiteren Verpuf- fungskammer durch ein Auslassventil ausge führt worden ist,
gilt in cyclischer Vertau schung für die gesamten Feuergasteilmengen. So ist beispielsweise während der Eröffnung des Düsenventils M der Verpuffungskammer 27 für eine höher gespannte Feuergasteil- menge das Düsenventil 312 der Verpuffungs- kammer 28 geschlossen, aber das Düsenventil 38 der gleichen Kammer geöffnet, so däss in den Auffangräumen 39, 40 die Absenkung des Gegendruckes stattfindet, die dafür sorgt,
dass die über das geöffnete Düsenventil 31 auf das Düsen- und Beschaufelungssystem I, 25a zur Wirkung gebrachte, höher gespannte Feuergasteilmenge mit kleineren Gefälle schwankungen verarbeitet wird als bisher. Diese cyclische Vertauschung gilt sinngemäss für die niedriger gespannte Feuergasteil- mengen entlassenden Düsenventile und für die die Restfeuergase entlassenden Auslass ventile. Die Erfindung ist in keiner Weise auf die im Ausführungsbeispiel veranschaulichte zwei stufige Turbinenanordnung beschränkt. Die Absenkung des Gegendruckes kann bereits bei einer einstufigen Turbinenanordnung Anwen dung finden, um in dieser die Gefälleschwan kung zu verkleinern.
Das gilt entsprechend für Aggregate mit mehr als zwei Turbinen stufen, wobei jedoch zu beachten bleibt, dass der Vergrösserung der Turbinenstufenzahl eine Erhöhung der mittleren Beanspruchungs temperaturen entspricht, so dass es von der Werkstoffentwicklung abhängt, welche Tur binenstufenzahl praktisch verwirklicht wer den kann. Das Diagramm nach Fig.2 zeigt zunächst eine Druckspitze, die im Punkte A auftritt und die dem Verpuffungshöchst- oder Explo sionsdruck p1 entspricht. In diesem Dia grammpunktöffnet sich das erste der beiden Düsenventile 31 oder 32, so dass die über die ses Düsenventil entlassene Feuergasteilmenge einer Dehnung unterworfen wird, die bis zum Punkt B andauert, da sich in diesem Zeit punkt das erwähnte Düsenventil schliesst.
Die Zeitspanne von 0,0595 Sekunden, die zwischen den Punkten A und B verläuft, ist dabei so bemessen, dass nur eine Teilmenge im Ver hältnis zur Gesamtmenge entlassen wird, die sich nach Fig. 3 zu 48,5 % der Gesamtmenge ergibt.
Im Punkt B der Fig.2 öffnet sich das zweite Düsenventil 37 oder 38 der Verpuf fungskammer und entlässt in einem Arbeits spielabschnitt, der sich bis zum Punkt C er- streckt, eine weitere Feuergasteilmenge, deren prozentueller Anteil an der insgesamt in der gleichen Kammer pro Verpuffung erzeugten Feuergasgesamtmenge durch das Mass 25 oio in Fig.3 zu erkennen ist. Im Punkte C, in dem sich das zweite Düsenventil schliesst, er reicht die Expansionslinie A, B, C die Linie des Ladeluftdruckes pp, unter dem die Rest feuergasmenge in der Verpüffungskammer steht. Das Ausmass dieser Restfeuergasmenge ist in Fig. 3 mit 26,5 % im Verhältnis zur Ge samtmenge zu erkennen. Im Zeitpunkt C er öffnen sich gleichzeitig Ladelufteinlass- und ein Auslassorgan für die Restfeuergase.
Beide Ventile schliessen sich nach Ablauf einer der zeitlichen Länge eines Arbeitsspielabschnittes entsprechenden Zeitdauer im Punkte E. Bei noch geöffneten Organen hatte aber der Kol ben der zugeordneten Brennstoffpumpe im Zeitpunkt D seinen Förderhub begonnen, so dass eine Einspritzung von Brennstoff in die noch in Bewegung befindliche Ladeluft unter Bildung eines zündfähigen Gemisches eintrat. Die Brennstoffeinspritzung ist vor E beendet, so dass bei Schluss der Ladelufteinlass- und Restfeuergasauslassorgane im Zeitpunkt E die Kammer von einem völlig homogenen, hoch- zündfähigen Gemisch erfüllt ist.
Die Verhält nisse sind nun so gewählt, dass, wenn im Zeit punkt 16 eine Zündung dieses Gemisches er folgt, im Zeitpunkt A der volle Verpuffungs- höchstdruek gerade erreicht wird, wobei zwi schen Zeitpunkt E und diesem zweiten Zeit punkt A eine Zeitspanne vom Ausmass der Dauer eines Arbeitsspielabschnittes abgelau fen ist.
In diesem zweiten Punkt A ist also ein volles Arbeitsspiel mit pausen- und über deckungslos aneinandergereihten Arbeitsspiel- abschnitten A-B, B-C, C-E und E-A ab gewickelt.
Das Arbeitsverfahren in den übrigen drei Verpuffungskammern wickelt sich genau in derselben Art und Weise ab, wie es in Fig. 2 für die betrachtete Kammer dargestellt wurde. Jedoch sind diese Arbeitsspiele um die Dauer je eines Arbeitsspielabschnittes gegenüber dem Arbeitsspiel der betrachteten Kammer versetzt. _ Die Absenkung des Gegendruckes oder der Gegendrücke braucht nicht mittels der erzeug ten Feuergase verwirklicht zu werden.
Es be steht beispielsweise auch die Möglichkeit, an die hinter den Beschaufelungen liegenden, zur Erzeugung der Gegendrücke dienenden Räume eine Kolbenanordnung anzuschliessen, so dass bei einer Nachaussenbewegung des Kol bens der Gegendruck abgesenkt wird. Ein facher ist jedoch die Herstellung der Gegen druckabsenkung durch eine, zur Dehnung der Feuergase in der Düsen- bzw. Beschaufelungs- anordnung synchrone Dehnung von den Ge gendruck erzeugenden Gasen, wie vorher er läutert.
Die Feuergase werden während einer Zeit spanne entspannt, die das n-fache der Dauer eines Arbeitsspielabschnittes beträgt, wobei n eine ganze Zahl gleich 1 oder grösser als 1 ist. Wählt man n gleich 1, das heisst unter wirft man die Feuergase einer Dehnung, die üblicherweise vom höchstenVerpuffungsdruck ab bis zu einer dem Ladedruck entsprechen den Restfeuergasspannung herunterreicht, wenn von der möglichen Dehnung der Rest feuergase selbst abgesehen wird, so verwirk licht man, da die Dehnung nicht über die Dauer eines Arbeitsspielabschnittes hinaus geht, das theoretisch denkbare, kürzeste Ar beitsspiel, das heisst man kann die höchsten Arbeitsspielzahlen in der Zeiteinheit vorsehen.
Dieses Verfahren muss in einem dreikamme- rigen Treibgaserzeuger derart abgewickelt werden, dass die Arbeitsspiele in den drei Kammern um je einen Arbeitsspielabschnitt cyclisch versetzt arbeiten. Das bedeutet, dass während Durchführung des Ladevorganges der ersten Kammer in der zweiten Kammer Zündung und Verpuffung bewirkt werden, während die dritte Kammer gerade zur Be aufschlagung des Beschaufelungssystems des Turbinenteils der Anlage herangezogen wird. Im nächsten Arbeitsspielabschnitt werden in der ersten Kammer Zündung undVerpuffung bewirkt, die zweite Kammer wird zur Beauf schlagung der Beschaufelung verwendet und in der dritten Kammes wird der Ladevorgang vollzogen.
Während des dritten Arbeitsspiel- abschnittes wird der ersten Verpuffungskam mer die Beaufschlagung der Turbine zugeord net, die zweite Kammer wird geladen und in der dritten Kammer werden Zündung und Verpuffung verwirklicht. Erreicht wird also die erstrebte, pausenlose Beaufschlagung des Düsen- und Beschaufelungssystems, das dabei ein- oder mehrstufig ausgebildet sein kann, so dass auch die nachgeschalteten Stufen ebenso pausenlos beaufschlagt werden.
Der Treibgaserzeuger liefert dann ständig im Druck nur noch etwas schwankende Treibgase von einer dem Ladeluftdruck entsprechenden Mittelspannung zur weiteren Verwendung etwa in vielstufigen Arbeitsturbinen, wäh rend das Düsen- und Beschaufelungssystem der Verpuffungsbrennkraftturbine selbst die Hilfsmaschinen, besonders die Ladeluft- und eventuelle Brenngasverdichter antreibt.
Wird n dagegen grösser als 1, etwa zu 2 oder 3, gewählt, so ergeben sich besonders vor teilhafte Möglichkeiten zur Durchführung des vorgeschlagenen Arbeitsverfahrens. Auf die Zeitdauer eines Arbeitsspielabschnittes wer den also die Feuergase nur einer Teildehnung unterworfen, so dass also auf die Dauer des Arbeitsspiels nur Teilgefälle zur Verarbei tung kommen. Grundsätzlich könnte man der Verarbeitung dieser Teilgefälle die 'insgesamt pro Kammer und Verpuffung. erzeugte Feuer gasmenge unterwerfen. Es ergeben sich aber weit vorteilhaftere Möglichkeiten, wenn die sen Teildehnungen. Teilmengen unterworfen werden.
Es wird dadurch möglich, während der Teildehnung einer höher gespannten Teil menge in einer Düsen- und Beschaufelungs- anordnung einer andern Verpuffungskammer eine niedriger gespannte Teilmenge zu entneh men und diese einer Teilexpansion hinter der gleichen Düsen- und Beschaufelimgsanord- nung, in Feuergasrichtung gesehen, zu unter werfen, wie das für das erste Beispiel mit zwei Teildehnungen erläutert worden ist.
Wenn eine Unterteilung der Arbeitsspiele in eine mit ' der Zahl der Verpuffungskam- mern übereinstimmende Anzahl von Arbeits- spielabschnitten vorgenommen wird, so sind bei Berechnung der Zahl der Verpuffungs- kammern sinngemäss nur die Verpuffungs kammern zu zählen, die entsprechend der zeit lichen Versetzung der Arbeitsspiele um einen Arbeitsspielabschnitt zu einem beliebigen Be triebszeitpunkt gerade voneinander abwei chende Arbeitsspielabschnitte abwickeln.
Na turgemäss ist es auch denkbar, etwa aus Grün den der Beschränkung der Kammergrösse, parallel arbeitende Kammern, also Kammer gruppen, vorzusehen, die sich in bezug auf die cyclische Versetzung der Arbeitsspiele nicht anders verhalten wie eine einzige grosse Kammer, also jeweils im gleichen Arbeitsspiel abschnitt stehen. In diesem Falle tritt bei der Zählung der Verpuffungskammern die Zahl der Gruppen an die Stelle der Einzelkammer.
Die Zahl der Verpuffungskammern ist zweckmässig mindestens gleich der Anzahl der Arbeitsspielabschnitte einer Verpuffungskam mer. Jede Verpuffungskammer weist dabei m + 1 gesteuerte Auslassorgane auf, wobei m die Anzahl Expansionsabschnitte ist. Dabei sind zweckmässig unter den m + 1 gesteuerten Feuergasauslässen mindestens m Auslassor gane durch Vorordnung vor Düsen- und Be- schaufelungsanordnungen als Düsenventile ausgebildet. Däs bedeutet, dass für die Ent lassung der Restfeuergase mindestens ein Aus lassorgan vorgesehen ist. Entsprechend jedoch der Möglichkeit, auch die Restfeuergase in einer besonderen.
Düsen- und Beschaufelungs- anordnung wenigstens zum Teil abarbeiten zu können, können auch m + 1 gesteuerte Feuergasauslässe als Düsenventile ausgebildet sein. Entsprechend gross ist die Anzahl der Düsen- und Beschaufelungsanordnungen, also die Zahl der Turbinenstufen.
Die Fig. 5 und 6 zeigen einen vierkamme- rigen Treibgaserzeuger. Seine Steuerwelle soll 252 vollständige Umläufe pro Minute ausfüh ren. Es werden also 252 Arbeitsspiele pro Minute durchgeführt. Damit dauert ein Ar beitsspiel 0,238 Sekunden, und jeder seiner vier Arbeitsspielabschnitte nimmt eine Zeit spanne von 0,0595 Sekunden in Anspruch.
In Fig.6 erkennt man zunächst die vier Verpuffungskammern 62, 63, 64 und 65, die den gemeinsamen Düsen- und Beschaufelun- gen zugeordnet sind. Wie der Längsschnitt der Fig. 5 am Beispiel der Kammer 65 zeigt, hat jede der vier Kammern 62 bis 65 zu nächst ein Ladelufteinlassventil 66, in das das Brennstoffeinspritzventil 67 mit der Zufüh- rungsleitung 68 eingebaut ist, während die Ladeluftzuführung selbst bei 69 erfolgt. Die Steuermittel für das Ladeluftventil sind bei 70 angedeutet. Die Brennstoffleitungen 68 führen zu einer nichtgezeichneten vierzylin drigen Brennstoffpumpe üblicher Ausbildung.
Die Verpuffungskammer selbst besitzt einen venturidüsenartigen Einlass 71, wobei der Diffusor 72 mit sehr schlanker Neigung aus geführt ist, so dass die eintretende Ladehtft ohne Bildung nennenswerter Wirbel die Rest feuergase auszuschieben vermag. Zur Entlas- stmg dieser Restfeuergase vom Zustand C der Fig.2 ist das Auslassventil 73 vorgesehen.
Ausser dem Auslassventil 73, ist ein Düsen ventil 74 angeordnet, das zur Entlassung der Feuergase vom Zustand A der Fig. 2 be stimmt ist. Fig. 6 zeigt auf der rechten Seite die Düsenventile 74, die den Verpuffungskam- mern 64 und 6!5 zugeordnet sind. Die als nahezu entlastete Kolbenventile ausgebildeten Ventile 74 gehen anschliessend an den Ventil sitz 7'5 in den Düsenvorraum 76 über, an den sich die Düsen 77 anschliessen.
Die Düsen 77 sind der Beschaüfelung 78 des Rades 79 der ersten Turbinenstufe vorgeordnet, so dass also die Düsen und Beschaufelungen 77, 78 der ersten Turbinenstufe Feuergasteilmengen vom Anfangszustand A der Fig.2 verarbeiten.
Ausser dem Düsenventil 74 weist jede Ver- puffungskammer ein zweites Düsenventil 80 auf, dessen Ausbildung grundsätzlich mit der des Düsenventils 74 übereinstimmt. Den Dü senventilen 80 können besondere Düsen zuge ordnet sein, wie dies Fig.6 für die Düsen ventile 74 veranschaulicht. Das Ausführungs beispiel zeigt eine abweichende Ausführung, indem sich an die Ventilsitze der Düsenven tile 80 Leitungsteile 81 anschliessen, die zu einer Auffüllkammer 82 führen, die zwischen den beiden Turbinenstufen der Anlage nach dem Ausführungsbeispiel angeordnet ist.
Diese Auffüllkammer erhält nicht nur Feuergase über die Düsenventile 80 und die Leitungs teile 81, sondern sie besitzt ausserdem eine Auffangdüsenanordnung 83 für die Feuergas teilmenge, die in der ersten Turbinenstufe 77, 78, 79 bereits Arbeit geleistet hatte. Die Auf füllkammer 82 besitzt an ihrem zur Auffang düse 83 entgegengesetzt liegenden Ende eine Auslassdüse 84, die der Beschaufelung 85 des Rades 86 der zweiten Turbinenstufe als be aufschlagende Düse vorgeordnet ist. An die Beschaufelung 85 schliesst sich eine zweite Auffangdüse 87 an, die über einen Leitungs teil 88 mit der Treibgaszuführungsleitung 89 in offener Verbindung steht.
In der Zeich nung nicht erkennbare Leitungsteile münden an der gleichen Stelle aus und leiten der Treibgaszuführungsleitung 89 die Restfeuer gase zu, die über das Auslassventil 7ss zur Entlassung kommen. Ihre mechanische Lei stung übertragen die Turbinenstufen 77, 78, 79 und 84, 85, 86 über die Welle 90, auf eine arbeitsaufnehmende Maschine 91, die als Ver dichter für Ladeluft, gegebenenfalls auch für Brenngase, ausgebildet sein kann.
Das Q-V-Diagramm der Anlage nach den Fig. 5 und 6 unterscheidet sich nicht von dem Q-V-Diagramm nach Fig. 3.
Bei den Ausführungsbeispielen nach den Fig. 7 und 8 sind die in den Fig.1 bis 6 im einzelnen veranschaulichten Möglichkeiten im wesentlichen beibehalten worden. Gleichbe zeichnete Teile entsprechen dabei denen der Fig.5 und 6. Es besteht jedoch der Unter schied, dass dem Auslassventil 73 des Ausfüh rungsbeispiels nach den Fig. 5 und 6 Düsen und Beschaufelungen 96, 97 nachgeordnet worden sind, wobei durch Anordnung eines dritten Rades 98 eine dritte Turbinenstufe entsteht. Die Turbinenstufen 84, 85, 86 und 96, 97, 98 haben dabei einen gemeinsamen Ausströmgehäuseteil 99, so dass die an Hand der Fig. 3 dargelegten Vorteile des durch den Linienzug 36 gekennzeichneten Gegendruck verlaufs in bezug auf die Teilstromexpansio nen zwischen 35 und 36 bzw. zwischen B-C und 36 erhalten bleiben.
Das ist auch beim Ausführungsbeispiel der Fig. 8 der Fall, da hier an die Stelle des gemeinsamen Ausström- gehäuseteils 99 eine Auffüllkammer 100 tritt; die durch Einmündung des sich an das Aus lassventil 73 anschliessenden Leitungsteils dem Gegendruckverlauf unterworfen bleibt, der durch die obere Begrenzungslinie 36 der Fläche III in Fig. 3 veranschaulicht ist. Da durch bleibt die zweite Turbinenstufe 84, 85, 86 einem Gegendruckverlauf unterworfen, der sich von dem des Ausführungsbeispiels nach den Fig. 5 und 6 nicht wesentlich unterschei det, so dass die aus Fig.3 abgeleiteten Fort schritte auch bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 8 erhalten bleiben.
Auch die Läufer der Turbinen nach den Fig.5, 7 und 8 sind entsprechend dem Aus führungsbeispiel nach Fig.1 einkränzig aus gebildet, begünstigt durch den Umstand, dass die Feuergase aus den Verpuffungskammern in einer Vielzahl aufeinanderfolgender Teil mengen abströmen, so dass die Nutzbar machung derselben lediglich einem kleinen Abfall der Gesamtenthalpie entspricht.
Tirotzdem die Unterteilung der in den Ver puffungskammern erzeugten, hochgespannten und hocherhitzten Feuergase in Teilgasmen gen eine besonders zweckmässige Massnahme darstellt, besteht ohne weiteres die Möglich keit, die Dauer der einzelnen Arbeitsspiel abschnitte, die Anzahl der Verpuffungskam- mern bzw.
der parallel arbeitenden Verpuf- fungskammern pro Gruppe und die Verset zung der Arbeitsspielabschriitte in den ein zelnen Kammern gegeneinander so festzu legen, dass die Düsen- und Beschaufelungs- anordnungen einen kontinuierlichen Frisch gasstrom aufnehmen, so dass auf die -'Tur- binenwelle ständig ein gleichbleibendes Dreh moment ausgeübt wird,
auch ohne dass diese Unterteilung der insgesamt erzeugten Feuer gasmenge vorgenommen wird. Denn. dieser Zu stand ist umabhängig von der Art und Weise, in welcher die Frischgase während jedes Arbeitsspiels entladen werden, da es nur dar auf ankommt, dass die Entladung der Frisch gase aus einer bestimmten Kammer sich un mittelbar an das Ende der Frischgasentladung aus einer andern Kammer anschliesst.
Es ist auch nicht notwendig, dass die Ausspülung einer Verpuffungskammer von Restverbren nungsgasen zeitlich mit der Ladung der glei chen Kammer mit Luft und Brennstoff zu sammenfällt; es ist ohne weiteres möglich, diese Spülung während eines besonderen, nur hierfür bestimmten Arbeitsspielabschnittes durchzuführen oder die Spülung in einem Ar beitsspielabschnitt durchzuführen, der der Ladung einer Kammer unmittelbar vorangeht.
Process for operating fire gases through deflagration producing propellant gas generators and apparatus for carrying out the method The present invention relates to a method for operating fire gases through deflagration producing propellant gas generators and a device for carrying out the process.
According to the possibility of converting the high explosion pressure under which such fire or propellant gases can be generated, little least partially into flow energy and to use nozzle and blading arrangements for this implementation, one already has fire gas gradients, given by pressure, temperature and heat content the fire gases, i.e. the enthalpy of the same in turbine arrangements, processed and the mechanical energy generated in the process either released as external work of the deflagration internal combustion turbine system or used for the purposes of the system itself,
for example, to compress the resources, such as air and fuel gas, are used.
In the course of development, the same endeavors arose as in the case of steam turbines or gas turbines operating according to the constant pressure method, to keep increasing pressures and temperatures in order to improve the thermal efficiency. The total enthalpy of the fire gas increased according to the admission pressures prevailing in front of the turbine wheels and the counter pressures behind the turbine wheels, viewed in the direction of flow of the fire gases, and finally reached values which could no longer be satisfactorily managed with a gradual processing of the gradient. plan therefore went to stepped. Subdivisions of the total gradient over and adjusted the turbine wheels to the status of the fire gases in the individual gradient levels if possible.
The total volume of fire gas generated in the individual deflagration chambers per deflagration was initially not subdivided, but this step-by-step subdivision was originally aimed only at the successive processing of the total amount of flue gas generated in the event of deflagration in different turbine stages.
Later, the proposal was made to divide the total amount of fire gas itself into partial amounts, whereby a special nozzle and blading arrangement was provided for each partial amount which was as adapted to its condition as possible and which required a special, controlled closing element for the purging chamber.
In contrast to the large number of turbine stages and control elements that became necessary, in practice, however, it was limited to processing only the fire gases separately, which had to be removed from the deflagration chamber as so-called residual fire gases to prepare the chamber for the next charge, so that good filling conditions were created .
Despite the gradual subdivision of the fire gas gradient, even in spite of the subdivision of the total amount of fire gas generated in the event of a deflagration, it was not possible to assign the arrangements in the turbine stages even approximately the same fire gas gradient. An attempt was then made to arrange large expansion tanks between the turbine stages in order to equalize the pressure of the gases. As a result, better loading ratios were achieved in the second stage, but at the same time a constant pressure curve developed in relation to the first stage, so that the counterpressure in relation to the first turbine stage was the more constant the larger the volume of the equalizing tank was determined.
The general rule of measuring the fluctuations in the fire gas gradient to a maximum of 45% of the optimum gradient for which the turbine wheel is designed, whereby the greatest fluctuation upwards should be a maximum of 20% and downwards a maximum of 15%, could be this way cannot be realized. But only if this rule is adhered to, satisfactory wheel efficiencies can be expected, while otherwise the thermodynamically most favorable processes will also be so affected by poor wheel efficiencies that favorable overall efficiencies can no longer be expected.
According to the invention, the basic solution to this problem has been found and confirmed as successful by calculation and experiment.
The proposed method to solve the problem developed for operating fire gases by deflagration producing propellant gas generators with processing of fire gas gradient in nozzles and blading is characterized according to the invention by a lowering of the back pressure generated in the flow direction of the fire gas behind a blading during the expansion of the fire gases in the blading, so that the fluctuations in the fire gas gradient in the blading become smaller.
The deliberate and planned lowering of the back pressure generated in the direction of flow behind a blading during the expansion of the fire gases in the blading in question is expediently carried out in such a way that the line of the back pressure in the Q - V diagram, whose ordinates correspond to the heat content Q der Fire gases in kcal / nm3 and whose abscissas correspond to the percentage of the emitted fire gas volumes in the total volume of the fire gas generated in each deflagration chamber, at least after the filling period it is approximately as an equidistant to the expansion line.
The device used to carry out the method according to the invention is characterized by nozzles and blading associated with deflagration chambers with several controlled outlets for the removal of fire gases for the purpose of producing counter pressures behind these blading, which are lowered during the expansion of fire gases in upstream nozzles and blading, in Direction of flow of the fire gases seen.
The drawing shows, as an exemplary embodiment of the device according to the invention, a propellant gas generator designed as a deflagration combustion turbine system with four chambers and two turbine stages for supplying a power plant turbine which emits mechanical power. On the basis of the same, the operating method according to the invention is also explained, for example, below.
Fig. 1 illustrates a schematic representation of the structure of an oil propellant gas generator.
FIG. 2 shows the associated pressure-time diagram, while FIG. 3 shows the Q - V diagram for the same system.
4 shows the Q-V diagram on a larger scale, illustrating a different working method.
FIG. 5 shows, in a partial view and in partial section along line 5- '5 in FIG. 6, a propellant gas generator with modified designs of loading, nozzle and outlet valves.
FIG. 6 shows a cross section along line 6-6 through the propellant gas generator according to FIG.
FIG. 7 shows a schematic representation of a propellant gas generator with processing of the residual fire gases in a special blading, FIG. 8 shows an embodiment that is slightly modified compared to FIG.
In Figure 1, 24 denotes the rotor shaft on which the two single-ring turbine wheels 25 and 26 of the two turbine stages of the unit sit. Upstream of the blading 25a are the nozzles I, which are in connection with each of the four Verpuf fungskammern 27, 28, etc. assigned to the unit. These connections are labeled 29 and 30. To Verpuf fungskammer completed or connected to it, the nozzle 29, 30 ge controlled nozzle valves, which are indicated at 31 and 32 on. The ignition devices are denoted by 5, the charge air valves by 2. At 33 fuel supply lines are provided, the injection nozzles of which are built directly into the charge air valves 2. A ring line 34 supplies the Verpuffungskam numbers with charge air.
Special sewing valves are not provided, since the deflagration combustion turbine system, which is mainly designed to generate propellant gases, should operate according to the so-called open charging process, that is to say the discharge valve 43 or 44 is not only open for the entire duration the charge air valve opening in a chamber for the purpose of expelling the residual combustion gas, but is also kept open during the start of fuel injection (or any fuel gas inlet).
With this open charge, you can achieve particularly favorable mixing ratios of air on the one hand, fuel or fuel gas on the other.
With regard to the working method, reference is first made to the pressure-time diagram in FIG. In this diagram, A denotes the point in time at which the highest deflagration pressure has developed after the previous ignition of the charge. By opening one of the nozzle valves 31, 32, starting from point A, the expansion occurs, which would run through nozzles I to point C without the measures taken according to the invention. There the valve under consideration closes, and one of the charge air inlet valves opens, at the same time an outlet valve and the residual combustion gases are pushed out along the line C-E under the influence of the charging air that pushes in. At time E, the charge air inlet and outlet valves close.
Before that, at D, the fuel was injected via line 33, so that the already mentioned open charging process with open charge air inlet and outlet valves is implemented. At point E there is a homogeneous, well mixed, ignitable mixture in the chambers, so that it only needs ignition at time 15 to effect the sharp rise in pressure, which again leads to the occurrence of the highest deflagration pressure in point A of the next Work cycle would result.
The pressure-time diagram shown and described so far corresponds to the known single-stage working method of deflagration combustion turbines that exhaust into the atmosphere, so that this forms the constant back pressure that occurs behind the blades, seen in the direction of flow of the gases. Since the flue gas velocities in the blading correspond to the strongly changing pressures, the wheel efficiency is unsatisfactory.
In order to improve it fundamentally, the following measures have been taken: In addition to the nozzle valves 31, 32, further nozzle valves <B> 37, </B> 318 are provided in the two deflagration chambers 27, 28, which are provided with spaces 3 < B> 9 </B>, 40 are connected via connecting pieces 41, 42. Furthermore, outlet valves 43, 44 have been arranged, which open out into the outlet housing of the turbine wheel 26 via the nozzle 4ü, 46.
The outflow housing 47 is connected via the propellant gas supply line 48 to a power plant turbine, which can be designed as a multi-stage Parson turbine, for example. Any other propellant gas consumer can take the place of the power plant turbine who is able to utilize the pressure, temperature and / or heat content of the propellant gases that are leaving the outflow housing.
The mechanical power of the turbine shaft 24 is completely transferred to the operating medium compressor 101, which is designed as an air compressor when the propellant gas generator is operated with liquid fuels, while the compression effort of the tubine shaft 24 must also be covered when fuel gases are used.
All cooling and insulating jackets have not been shown for reasons of simplicity. The spaces 39, 40 are designed as collecting chambers for the outflow gases from the high-pressure blading 25u. The fact that the gas from the deflagration chambers 27, 28 via the nozzle valves 37, 38 are supplied to the chambers 39, 40 under a certain initial pressure to be explained in more detail, and the fact that the partial fire gas quantities released in this way in the rooms 39, 40 expand , a specific pressure curve is formed in the spaces 39, 40, which acts as a counter pressure on the blading 25a.
This counter pressure curve has been shown in FIG. As can be seen from this FIG. 2, the counterpressure line 35 representing the pressure profile in the spaces 39 or 40 reaches the line of the charge air pressure po at a certain point in time.
If the counter-pressure line were to continue beyond this point in time, that is, the fire gases in the nozzles I would be allowed to expand beyond the point in time that corresponds to the intersection of the counter-pressure line 35 with the line of the charge air pressure, in order to be able to use this from Intersection point from the beginning of the period to obtain approximately the same fire gas gradient, the pressure in front of the nozzles II, seen in the direction of the fire gas, would be lower than in the discharge housing 47, since this is fulfilled according to the chosen loading method with residual fire gases from the pressure of the loading hatch. So there would be reverse flows and braking effects on the turbine wheels, which are undesirable.
For this reason, the expansion of the fire gases in the nozzles I must be terminated at a point in time who is before this point of intersection of the counter pressure line 35 with the line of the charge air pressure po. For security reasons, this point in time is brought forward a little earlier than the stated cutting point. It has been designated by B in FIG. At point B, the nozzle valves 31, 32 close and the nozzle valves 37 and 38 open. The same nozzle valves close at point C, and the outlet valves 43, 44 open to close at point E.
The control phases of the valves 31 and 32 or 37 and 38 or 43 and 44 and thus the working cycle sequences of the deflagration chambers 27, 28 etc. assigned to the nozzles I, II and bladder systems 25a and 26ca are offset in time with respect to one another so that - During the period of expansion AB a higher tensioned partial amount of fire gas taken from the deflagration chamber 28 in the nozzle and blading arrangement I, 25a a lower tensioned partial amount of fire gas extracted from the deflagration chamber 27 to produce the lowered counter pressure 35 in the spaces 39,
40 and that - during the period of elongation BC a lower tensioned partial amount of fire gas taken from the deflagration chamber 27 in the nozzle and blading arrangement II, 26a - an even lower tensioned partial amount of fire gas extracted from a further, not shown designated deflagration chamber to produce the lowered counterpressure 36 is used in the outflow space 47.
During the expansion AB (Fig. 2) of the higher-tensioned partial amount of fuel gas that is supplied to the nozzles I and the blistering 25c via the open nozzle valve 32 of the total amount of fire gas generated in the deflagration chamber 28 in the event of deflagration, the back pressure runs in the spaces 39, 40, which for this purpose are connected in a manner not shown, according to the counterpressure line 35, similar to the expansion BC of one located in the deflagration chamber,
Lower tensioned subset of state B. The work cycles in the deflagration chambers are, however, offset from one another in such a way that during the expansion of one of the chambers 28 at maximum pressure (state A) via nozzle valve 32, for example, the partial amount of fuel gas withdrawn in the reservoir I, 25a a partial amount of fuel gas is expanded in the blading II, 26a that had been removed from the chamber 27 at a lower pressure (to stand B).
The partial expansion BC of the lower tensioned partial amount of fire gas released from the deflagration chamber 27, which generates the counterpressure line 35 for the partial expansion AB in the deflagration chamber 28, does not belong to the diagram of FIG. 2, but to the pressure-time diagram of the deflagration chamber 2 , 7, which is ahead of the pressure-time diagram of the deflagration chamber 28 compared to the pressure-time diagram shown in FIG. 2, that during the period of partial expansion AB the higher tensioned partial amount of fire gas released from the deflagration chamber 28 via the nozzle valve 32 enters the deflagration chamber 27 already releases the lower tensioned partial amount of fire gas,
which, according to its own pressure-time diagram, which is ahead of the diagram in FIG. 2 by the time period A-B, is currently subject to the partial expansion B-C. This applies mutatis mutandis to the lowest tensioned partial amount of fire gas generating the counterpressure line 36, which in the exemplary embodiment expands into the outflow housing 47 as a residual amount of fire gas expelled from a chamber during the period C -E; the pressure-time diagram of this not signed designated, the residual fire gases ejecting Kam mer leads the diagram of FIG. 2, which is assigned to the chamber 28, by the time measure A-C.
In other words, the course of the work cycles in the chamber 27 is brought forward in time compared to the course of the work cycles in the chamber 28 that during the generation of the counter pressure curve 35 in the spaces 39, 40 with the help of the expansion of the open Nozzle valve 37 released into the spaces 39, 40, lower ge tensioned partial amount of fuel gas released via the nozzle 3r2 from the deflagration chamber 28, higher tensioned partial amount of fuel gas is stretched according to the partial expansion AB; This temporal offset of the Ar beitsspiele corresponding to the counterpressure occurring in the outlet 47 Ge is generated after the line 36 during the Gegenruek course 35 in the spaces 39, 40.
This achieves the purpose of the invention; the partial amount of fuel gas fed to the nozzle and blading system I, 25a via the open nozzle valve 32 is processed with significantly smaller fluctuations in the fire gas gradient, which is approximately the majority by the expansion line AB and the last in relation to the total duration of the duration equidistant counter pressure line 35 of Figure 3 is marked;
the lower tensioned partial amount of fire gas brought into effect on the nozzle and blading system II, 26a is processed simultaneously in this nozzle and blading arrangement II, 26a with very small fluctuations in the fire gas gradient, since the line 36, now as an expansion line of this lower tension Partial amount of fire gas, approximately equidistant from the counterpressure line 36 from the outflow housing 4'7.
The pressure-time diagrams do not reveal which fire gas gradient is found by the partial amount of fire gas flowing out of the wheel 25, partially processed and initially higher tensioned, during further processing. For this purpose it is necessary to show the same relationships in the Q - V diagram, which is shown in FIG. 3.
In this diagram, the course of the lines A, B, <I> C </I> and E is illustrated again. The fire gas gradients can be read on the ordinate starting from A, and the amounts of fire gas that have flowed out on the axis of the axis. The network of pressure and temperature lines is only indicated and applies in turn to the double line starting from A. This double line illustrates the state conditions during expansion.
These changes appear in the Q-S diagram as vertical adiabatic lines, but only in the ideal machine, in which no entropy changes occur during expansion, i.e. no heat losses in the walls and no heat dissipation takes place through friction on the impeller and the blades . Both requirements do not apply to the executed machine. However, careful investigations into the heat transfer on the gas side of walls in contact with the flue gas and calculations of the ventilation losses on paddle wheels and blades show that, in carefully designed systems, the operating procedures in question lead to practically the same level of heat emitted and absorbed.
It is therefore justified to assume adiabatic changes in state and, accordingly, vertical lines in the Q-8 diagram and thus in the Q-V diagram. Also entered is the counter-pressure line 35 shown in dash-dotted lines and the counter-pressure line 36 shown in dashed lines. These lines, in conjunction with the ordinates through points B and C, determine the following areas: Ia, Ib, II and III. The area Ia below the curve profile A-B corresponding to the partial expansion A-B corresponds to the work output of the partial amount of fuel gas flowing out of the nozzle arrangement I, exerted on the wheel 2'ö.
The dash-dotted dividing line 35 between the surfaces Ia and Ib corresponds to the counterpressure occurring in the spaces 39, 40, i.e. corresponds to the counterpressure in the wheel space 25. This counterpressure line is mainly dependent on the number of working chambers, the number and size the collecting areas and the narrowest nozzle cross-sections. With the design of this counter pressure line in the Q-V diagram, the wheel efficiency of the deflagration combustion turbine can be largely influenced. It can therefore be achieved that, apart from the filling period, the counterpressure line runs approximately equidistant to the line A-B.
It also designates Ib an area which corresponds to the work output of the higher tension partial amount of fire gas originally supplied via the nozzles I, which enters the nozzle and blading arrangement II, 26a and does work there. The working area Ib is limited downwards by a dashed counterpressure line 36, which corresponds to the state of the fire gases in the discharge housing 47. The approximate equidistance between the counterpressure line 35 drawn in dashed dots and this dashed line 36 can be seen again, so that the gradient fluctuations that occur for the partial amount of fire gas supplied via the nozzle arrangement I during processing in the second turbine stage are also very small .
The work surface II can also be seen, which corresponds to the available work that unfolds in the turbine arrangement II, 26a the lower tensioned part of the fuel gas released via one of the nozzle valves 37, 38. This lower-tension partial amount of fire gas also finds, since after the filling period the back pressure line 36 runs approximately equidistant to the curve enast BC v, almost the same fire gas gradient occurs on most of the course of the back pressure line, so that both turbine stages have far more favorable ratios can work, as the gradient fluctuations are much smaller than with previous deflagration combustion power turbines.
This also applies to a large extent to work area III of the power plant turbine, since here the atmosphere forms the constant counterpressure while the swan. The initial voltage of the large propellant gas supply line 48, which acts as a receiver, is approximately equal to that.
4 shows a Q-V diagram, on a different scale, of an operating method in which a more or less constant constant pressure combustion has been combined with an equal space combustion. In the operating method, which forms the basis of the diagram according to FIG. 4, the ignition is effected in a relatively close proximity to the nozzle valves 31 or 32, via which the maximum amount of partial fuel gas is discharged into the first of the nozzle assemblies.
These nozzle valves are opened before combustion is completely finished, that is, before the point in time at which, without this pre-opening, the maximum pressure peak A would be formed, which corresponds to point A in FIG. This modified method is intended to replace the pure constant-space combustion with one in which the combustion is partially carried out at approximately the same pressure. So the gases created by constant space combustion are discharged under a more or less constant voltage after a certain pressure has arisen, which is maintained by the fact that other parts of the mixture come to combustion or deflagration in chamber parts that are further away from the nozzle valves.
During these processes, a slight increase in pressure is to be expected, followed by a period of complete equilibrium pressure; when the end of the combustion process occurs, the voltage will drop again. At this point in time, the pressure-time curve should intersect the expansion line of gases that can be imagined as a result of pure constant-space combustion. The curve x in Fig. 4 illustrates the expansion line of a partial amount of fuel gas when the nozzle valve is opened at a point in time in which the constant-space combustion has led to the generation of a pressure of 50 ata compared to 64 ata, which when the combustion is carried out as pure constant-space combustion could be achieved.
It should be noted that curve x follows the general course and characteristics of the dash-dotted and dashed counterpressure lines even more closely than line AB, so that even with regard to the initial time elements of the first partial expansion, expansion and counterpressure lines are almost equidistant run away. More detailed investigations have shown that, despite the loss of working area in the diagram above the line x, the available power with the combined constant space - constant pressure process is approximately the same as with the pure constant space process.
On the other hand, however, the turbine blades can be designed for more constant conditions due to the more even gradient in the combined process, so that, in conjunction with the higher peripheral wheel speeds, the wheel efficiency can be significantly improved, for example to values of 70 to 76%. Similar results can also be obtained by combining the pre-opening of the nozzle valves with the introduction of additional fuel, for example with a post-injection of liquid fuel into the chamber.
This method is illustrated in Fig. 4 by the line y wor the, in which the nozzle valve is opened at a point in time at which the pure equal space combustion has led to a pressure in the closed chamber of 42 ATA. As a result of the post-injection of fuel, the pressure rises momentarily, with the pressure rise being followed by a period of flattened pressure curve compared to the ratios of the constant-space combustion.
The line y intersects the expansion line A-B and meets it like the line x at point B.
What on the basis of the embodiment of Fig. 1 for the discharge of a high = tensioned partial amount of fire gas via the geöff designated nozzle valve 32nd, for the simultaneous release of a lower tensioned amount of fire gas via the open nozzle valve 37 and for the also simultaneous release of the residual fire gas from a further deflagration chamber has been carried out through an exhaust valve,
applies in cyclic interchangeability for the entire partial quantities of fuel gas. For example, during the opening of the nozzle valve M of the deflagration chamber 27, the nozzle valve 312 of the deflagration chamber 28 is closed for a higher amount of flammable gas, but the nozzle valve 38 of the same chamber is open, so that the counterpressure is reduced in the collecting chambers 39, 40 takes place, which ensures
that the higher tensioned partial amount of fire gas that is brought into effect on the nozzle and blading system I, 25a via the opened nozzle valve 31 is processed with smaller gradient fluctuations than before. This cyclic exchange applies analogously to the nozzle valves releasing the lower tensioned partial quantities of fire gas and to the exhaust valves releasing the residual fire gases. The invention is in no way restricted to the two-stage turbine arrangement illustrated in the exemplary embodiment. The lowering of the back pressure can already be used in a single-stage turbine arrangement in order to reduce the downward gradient in this arrangement.
This applies accordingly to units with more than two turbine stages, although it should be noted that the increase in the number of turbine stages corresponds to an increase in the average stress temperatures, so that the number of turbine stages that can be implemented in practice depends on the material development. The diagram according to FIG. 2 initially shows a pressure peak which occurs at point A and which corresponds to the maximum deflagration or explosion pressure p1. In this diagram point the first of the two nozzle valves 31 or 32 opens, so that the partial amount of fuel gas released through this nozzle valve is subjected to an expansion that lasts up to point B, since the nozzle valve mentioned closes at this point.
The time span of 0.0595 seconds that runs between points A and B is dimensioned in such a way that only a partial amount is released in relation to the total amount, which according to FIG. 3 results in 48.5% of the total amount.
At point B of FIG. 2, the second nozzle valve 37 or 38 of the deflagration chamber opens and, in a work segment that extends to point C, releases a further partial amount of fuel gas, the percentage of which is based on the total in the same chamber Deflagration generated total amount of fire gas can be seen by the dimension 25 oio in Fig.3. At point C, at which the second nozzle valve closes, it reaches the expansion line A, B, C, the line of the charge air pressure pp, below which the remaining amount of fuel gas in the verpüffungskammer is. The extent of this residual amount of fuel gas can be seen in Fig. 3 with 26.5% in relation to the total amount. At the point in time C er, the charge air inlet and an outlet element for the residual fire gases open simultaneously.
Both valves close after a period corresponding to the length of a work cycle section has elapsed at point E. With organs still open, however, the piston of the assigned fuel pump had started its delivery stroke at time D, so that fuel was injected into the charge air that was still moving occurred with formation of an ignitable mixture. The fuel injection is ended before E, so that when the charge air inlet and residual fire gas outlet devices close at time E, the chamber is filled with a completely homogeneous, highly ignitable mixture.
The ratios are now chosen so that if this mixture is ignited at time 16, the full maximum deflagration pressure is just reached at time A, with a period of time equal to the extent between time E and this second time A Duration of a work cycle section has expired.
In this second point A, a full work cycle with pauses and over work cycle sections A-B, B-C, C-E and E-A that are strung together without any overlap is processed.
The working process in the other three deflagration chambers is carried out in exactly the same way as was shown in FIG. 2 for the chamber under consideration. However, these work cycles are offset by the duration of one work cycle segment compared to the work cycle of the chamber under consideration. _ The lowering of the counter pressure or the counter pressures does not need to be achieved by means of the generated fire gases.
For example, there is also the possibility of connecting a piston arrangement to the spaces behind the blading and used to generate the counterpressures, so that the counterpressure is reduced when the piston moves outward. However, it is simpler to produce the counterpressure lowering by means of an expansion of the gases generating the counterpressure that is synchronous with the expansion of the fire gases in the nozzle or blading arrangement, as he explained earlier.
The fire gases are expanded during a period of time which is n times the duration of a work cycle section, where n is an integer equal to 1 or greater than 1. If one chooses n equal to 1, that is, if one subjects the fire gases to an expansion, which usually extends from the highest deflagration pressure down to the residual fire gas voltage corresponding to the boost pressure, if the possible expansion of the residual fire gases themselves is disregarded, then the The stretching does not go beyond the duration of a work cycle section, the theoretically conceivable, shortest work cycle, i.e. the highest number of work cycles in the time unit can be provided.
This process must be carried out in a three-chamber propellant gas generator in such a way that the work cycles in the three chambers work cyclically offset by one work cycle segment. This means that while the first chamber is being charged, ignition and deflagration are caused in the second chamber, while the third chamber is being used to act on the blading system of the turbine part of the plant. In the next working cycle, ignition and deflagration are effected in the first chamber, the second chamber is used to act on the blades and the loading process is carried out in the third chamber.
During the third section of the work cycle, the first deflagration chamber is assigned to the turbine, the second chamber is charged and ignition and deflagration are implemented in the third chamber. The desired, non-stop application of the nozzle and blading system, which can be designed in one or more stages, so that the downstream stages are also applied non-stop, is achieved.
The propellant gas generator then only supplies propellant gases with constant pressure, with a medium voltage corresponding to the charge air pressure, for further use, for example in multi-stage power turbines, while the nozzle and blading system of the deflagration turbine itself drives the auxiliary machines, especially the charge air and any fuel gas compressors.
If, on the other hand, n is chosen to be greater than 1, for example to 2 or 3, there are particularly advantageous possibilities for carrying out the proposed working method. For the duration of a work cycle section, the fire gases are only subjected to partial expansion, so that only partial gradients are processed over the duration of the work cycle. In principle, one could process this partial gradient the 'total per chamber and deflagration. subject the amount of fire gas generated. But there are far more advantageous options if these partial expansions. Subsets are subjected.
This makes it possible, during the partial expansion of a higher tensioned subset in a nozzle and blading arrangement of another deflagration chamber, to take a lower tensioned subset and to assign this to a partial expansion behind the same nozzle and blading arrangement, seen in the direction of the fire gas under, as has been explained for the first example with two partial expansions.
If the work cycles are subdivided into a number of work cycle segments that corresponds to the number of deflagration chambers, only those deflagration chambers are to be counted when calculating the number of deflagration chambers, which correspond to the staggering of the work cycles to handle a work cycle section at any point in time that deviates from one another.
Naturally, it is also conceivable, for reasons of restricting the chamber size, to provide chambers that work in parallel, i.e. groups of chambers, which do not behave differently with regard to the cyclic shift of the work cycles than a single large chamber, i.e. each in the same work cycle stand section. In this case, the number of groups takes the place of the individual chamber when counting the deflagration chambers.
The number of deflagration chambers is expediently at least equal to the number of working cycle sections of a deflagration chamber. Each deflagration chamber has m + 1 controlled outlet elements, where m is the number of expansion sections. At least m outlet organs are expediently designed as nozzle valves under the m + 1 controlled fire gas outlets by being arranged in front of nozzle and blading arrangements. This means that at least one outlet device is provided for discharging the residual fire gases. According to the possibility, however, of the residual fire gases in a special.
In order to be able to at least partially process the nozzle and blading arrangement, m + 1 controlled fire gas outlets can also be designed as nozzle valves. The number of nozzle and blading arrangements, that is to say the number of turbine stages, is correspondingly large.
FIGS. 5 and 6 show a four-chamber propellant gas generator. Its control shaft should execute 252 complete revolutions per minute. So 252 work cycles per minute are carried out. A work cycle thus takes 0.238 seconds, and each of its four work cycle sections takes 0.0595 seconds.
In FIG. 6 one can initially see the four deflagration chambers 62, 63, 64 and 65, which are assigned to the common nozzle and blading. As the longitudinal section in FIG. 5 shows, using the example of chamber 65, each of the four chambers 62 to 65 initially has a charge air inlet valve 66 in which fuel injector 67 with supply line 68 is installed, while the charge air supply itself takes place at 69. The control means for the charge air valve are indicated at 70. The fuel lines 68 lead to a not shown four-cylinder fuel pump conventional design.
The deflagration chamber itself has a venturi nozzle-like inlet 71, the diffuser 72 being designed with a very slender incline, so that the incoming cargo is able to expel the residual combustion gases without the formation of significant eddies. The outlet valve 73 is provided for releasing these residual fire gases from state C in FIG.
In addition to the outlet valve 73, a nozzle valve 74 is arranged, which is true for the discharge of the fire gases from state A of FIG. 2 be. On the right-hand side, FIG. 6 shows the nozzle valves 74 which are assigned to the deflagration chambers 64 and 61. The valves 74, which are designed as virtually relieved piston valves, then pass over to the valve seat 7'5 in the nozzle antechamber 76, to which the nozzles 77 adjoin.
The nozzles 77 are arranged upstream of the blades 78 of the wheel 79 of the first turbine stage, so that the nozzles and blades 77, 78 of the first turbine stage process partial amounts of fuel gas from the initial state A in FIG.
In addition to the nozzle valve 74, each deflagration chamber has a second nozzle valve 80, the design of which basically corresponds to that of the nozzle valve 74. The nozzle valves 80 can be assigned special nozzles, as Fig.6 for the nozzle valves 74 illustrates. The execution example shows a different design in that 80 line parts 81 connect to the valve seats of the Düsenven, which lead to a filling chamber 82 which is arranged between the two turbine stages of the system according to the embodiment.
This filling chamber not only receives fire gases via the nozzle valves 80 and the line parts 81, but it also has a collecting nozzle arrangement 83 for the partial amount of fire gas that had already done work in the first turbine stage 77, 78, 79. The filling chamber 82 has at its end opposite to the collecting nozzle 83 an outlet nozzle 84, which is arranged upstream of the blading 85 of the wheel 86 of the second turbine stage as an impacting nozzle. The blading 85 is followed by a second collecting nozzle 87, which is in open connection with the propellant gas supply line 89 via a line part 88.
Line parts not recognizable in the drawing open out at the same point and lead the propellant gas feed line 89 to the residual fire gases, which are released via the outlet valve 7ss. Your mechanical performance is transferred by the turbine stages 77, 78, 79 and 84, 85, 86 via the shaft 90, to a work-taking machine 91, which can be designed as a Ver denser for charge air, possibly also for fuel gases.
The Q-V diagram of the system according to FIGS. 5 and 6 does not differ from the Q-V diagram according to FIG. 3.
In the exemplary embodiments according to FIGS. 7 and 8, the possibilities illustrated in detail in FIGS. 1 to 6 have essentially been retained. Identically marked parts correspond to those of FIGS. 5 and 6. However, there is the difference that the outlet valve 73 of the Ausfüh approximately example according to FIGS. 5 and 6 nozzles and blades 96, 97 have been arranged downstream, with the arrangement of a third wheel 98 a third turbine stage is created. The turbine stages 84, 85, 86 and 96, 97, 98 have a common outflow housing part 99, so that the advantages of the counterpressure indicated by the line 36 with reference to the partial flow expansions between 35 and 36 or respectively . remain between BC and 36.
This is also the case in the exemplary embodiment in FIG. 8, since a filling chamber 100 takes the place of the common outflow housing part 99; which remains subject to the counterpressure curve by the confluence of the line part adjoining the outlet valve 73, which is illustrated by the upper boundary line 36 of the area III in FIG. Since the second turbine stage 84, 85, 86 remains subject to a counterpressure curve which does not differ significantly from that of the exemplary embodiment according to FIGS. 5 and 6, so that the progress derived from FIG. 3 also occurs in the exemplary embodiment according to FIG. 8 are retained.
The runners of the turbines according to FIGS. 5, 7 and 8 are also formed from one ring in accordance with the exemplary embodiment according to FIG. 1, favored by the fact that the fire gases flow out of the deflagration chambers in a large number of successive partial quantities so that the usable making the same corresponds to only a small decrease in the total enthalpy.
Despite the fact that the subdivision of the highly stressed and highly heated fire gases generated in the deflagration chambers into partial gas quantities is a particularly useful measure, it is easily possible to determine the duration of the individual work cycle sections, the number of deflagration chambers or
of the deflagration chambers working in parallel per group and the offset of the work cycle sections in the individual chambers against each other in such a way that the nozzle and blading arrangements absorb a continuous stream of fresh gas, so that a constant flow of fresh gas is constantly generated on the turbine shaft Torque is exerted,
even without this subdivision of the total amount of fire gas generated is made. Because. This state is dependent on the way in which the fresh gases are discharged during each work cycle, since it is only important that the discharge of the fresh gases from a certain chamber immediately follows the end of the fresh gas discharge from another chamber connects.
It is also not necessary that the purging of a deflagration chamber of residual combustion gases coincides with the charging of the same chamber with air and fuel; it is easily possible to carry out this flushing during a special work cycle section, which is only intended for this, or to carry out the flushing in a work cycle section which immediately precedes the loading of a chamber.