【発明の詳細な説明】
ガスタービン用回転式熱交換機
本発明は、回転式熱交換機に係り、特に、ガスタービン内の給気ガスと排気ガ
スとの間で熱交換をするための回転式熱交換機に関する。本発明は、また、この
種の熱交換機を備えたガスタービンに関する。斯る熱交換機は、膨張した燃焼ガ
スの残熱を利用して、圧縮された給気ガスを燃焼室に入る前に加熱するために使
用することができる。
セラミック製のハニカム状ディスクを外周歯付きの金属リム内に配置してなる
熱交換機はフランス公開特許2,207,267から知られている。ハニカムは回転軸に
平行な多数の通路をセラミック内に形成している。歯列はリムを回転駆動するた
めのもので、リム自身はディスクを駆動する。
ディスクが回転しているので、燃焼室に向かう予め圧縮された給気はセラミッ
クディスクの常に新たな領域を通過する。ディスクの他の領域には排気進路が交
差している。従って、ディスクの回転に伴い、ディスクの各角方向領域は、順次
に、排気ガスの進路内（ここで排気ガスはディスクを加熱する）、次いで、給気
ガスの進路内（ここでディスクは給気ガスに熱を与える）に持ち来される。ディ
スクの上流および下流に位置する固定給気ダクトの端部には摩擦リングが設けて
あり、給気が漏れないようにこれらのリングはディスクの両面に気密に圧接して
ある。これらのリングは扇形を呈し、２つの半径方向アームと、円弧状の半径方
向外側部と、セラミックディスクの中央穴を囲繞する連結部を有する。
セラミックは引っ張り応力および剪断応力に耐えるのが不得意な材料である。
ところが、引っ張り応力や剪断応力は、ディスクの慣性や特に密封リングによる
摩擦に打ち勝つためにディスクに加えられる駆動トルクに起因して、熱交換用デ
ィスクに現れやすい。引っ張り応力および剪断応力は、また、ディスクのハニカ
ムを通過する圧力ガスにより発現しやすい。
フランス公開特許2,207,267は、ディスクの凝集を確保するに充分な半径方向
圧縮応力下にディスクを置くことによりこれらの応力又はその影響に対抗するこ
とを教示している。この特許には２つの変化形が教示してある。一つの変化形に
おいては、ディスクとリムとの間には半径方向バネが挿入してある。他の変化形
においては、ディスクの外周とリムとの間に形成した環状室内に給気圧力が導入
される。バネが効果的であるためには、バネは、発現可能なより強い有害な応力
の影響に打ち勝つに充分な応力下にセラミックを常に置かねばならない。これに
はセラミックの強化（例えば、ハニカム間の壁厚を厚くすること）が必要になり
、ディスクが高価となり、給気充填損失が増加する。給気圧力はハニカム小胞内
のガスの存在に関連する破裂応力しか均衡しないので、給気圧力の利用は不充分
となる。
更に、給気ガスとは異なり、バネはディスクとリムとの間の摩擦による駆動連
結を行うので、好都合である。
本発明の目的は、叙上の不便を解消し、セラミック製ディスク内の圧縮プレス
トレスをより合理的に保障する熱交換機を提供することにある。
本発明に従えば、ガスタービン内の給気ガスと排気ガスとの間の熱交換を行う
ための回転式熱交換機は、回転駆動手段を備えたリムによって囲繞されたハニカ
ム状セラミック材料製のディスクと、リムの内壁とセラミックディスクの外周面
との間に配置された半径方向バネとを備えてなり、その特徴は、ディスクとリム
との間には給気進路に連通する実質的に気密な環状の室が形成されていることに
ある。
このようにしたので、一方において、角加速度が予定の最大値に達した時でも
、ディスクの圧縮応力は、バネのお陰で、セラミックに加わる駆動トルクの作用
によるセラミックの剪断のおそれを相殺するに充分な一定した成分を有する。同
時に、バネはディスクをリムの側から摩擦により駆動するのを可能にする。しか
し、ガスの給気圧力による圧縮応力がこれに加わる。この応力は、あらゆる場合
に良好な安全度をもって、ディスク内部の圧縮された給気ガスの存在に起因する
ディスクの破裂応力と釣り合う。
その結果、本発明によれば、ディスクに加えられる圧縮応力は各瞬間において
適切な値を取る。
環状室に圧力を導入するため、環状室をディスクの中央孔に連通する内部通路
をディスクに設けることができる。この中央孔自身はディスクの上流の給気進路
に接続される。ディスクの両面においては、給気進路は摩擦リングによって画定
することができる。これらのリングは、給気進路内で排気進路を通過した熱いセ
ラミックに摺接する半径方向領域と、排気進路内で給気進路を通過した冷却され
たセラミックに摺接する半径方向領域との間で、強度の温度勾配にさらされる。
この温度勾配は、前記２つの半径方向領域を連結するディスクの軸線に近接し
た領域で特に激しい。この軸線に近い領域がディスクの軸線に重ならない場合に
は温度勾配による不都合がより少ないことが見出された。この場合、ディスクの
中央孔はディスクの面を貫いて給気進路の外に開口する。また、中央孔を給気進
路に気密に連通させるためベローズのような手段を設ける。
本発明の他の観点においては、本発明は本発明の熱交換機を備えたガスタービ
ンを提供する。
本発明の他の特徴や効果は、非限定的な実施例に関する以下の記載から更に明
らかとなろう。
添付図面において：
第１図は本発明のタービンの概略図；
第２図は本発明の回転式熱交換機の一部切欠き斜視図；
第３図は熱交換機の軸方向断面図；
第４図は熱交換機の中央部の軸方向拡大断面図；
第５図は第４図の詳部を示す図；
第６図と第７図は摩擦リングの部分図；
第８図と第９図は２つの異なる軸方向平面に沿った熱交換機の外周の断面図；
第１０図は熱交換機の側面図で、リムは切欠いてあり；
第１１図と第１２図は夫々第１０図と第９図の詳細図である。
第１図に示したように、本発明のガスタービンは原動要素101を備え、この原
動要素は一方においてコンプレッサ102を駆動すると共に、他方において減速機
103を介して回転式熱交換機104を駆動する。熱交換機104は外周歯列４を有する
外周リム２を備え、この歯列には減速機103によって駆動されるピニオン106が噛
み合う。空気（その進路を矢印で示す）はコンプレッサ102に入り、圧縮されて
そこから出て、熱交換機104を通過して加熱され、次いで燃焼室107に入って空気
の圧力は増加する。
次に空気は原動要素101の軸108にエネルギを生成しながら原動要素101内で膨
張する。空気は約600℃の温度で原動要素101から出て、熱交換機104を通過し、
コンプレッサ102で生成された圧縮空気に熱量を与える。
特に熱応力の対称性という理由から、少なくとも２つの熱交換機104を軸108に
関して対称的に配置し、それらを並列に作動させることができる。
第２図および第３図に示したように、熱交換機104はハニカム状セラミック製
のディスク１を備え、このディスクは半径方向締め付け装置３（後述）を介して
鋼鉄製リム２の内側に配置してある。この半径方向締め付け装置３は、使用時の
セラミックの機械強度に極めて好都合な半径方向圧縮プレストレスをハニカム状
セラミック材料に与える。同時に、半径方向締め付け装置３は、ディスクの軸線
を中心とする回転に関してディスク１とリム２との間の粘着結合を行う。外周歯
列４によって回転駆動されるリム２は、締め付け装置３が果たす粘着作用によっ
てディスク１を回転駆動する。セラミックの回転ディスク１はその軸線に平行に
横断する極めて多数の蜂の巣状の小胞を有する。ディスク１は並置された２つの
進路（即ち、ディスク１の両側に配置された整列した２つの固定ダクト６および
７によって画定された給気進路Ａと、排気進路Ｅ)内に横断方向に挿入してある
。ダクト６および７は第２図には模式的に示してあるが、ディスク１の平面にお
いて約120°の扇形を呈する。排気進路Ｅはディスクの残る表面、即ち約240°の
扇形を占める。
夫々のダクト6、7（第２図）は従って半径方向外側円弧９によって互いに連結
された２つの半径方向アーム8、8aと、ディスクの回転軸線12に近接する連結部1
1を有する。
圧縮された給気の漏出を回避するため、ディスク１の平面（第２図）と、ディ
スク１に隣接する給気ダクト６および７の環状端部との間の気密性を確保するこ
とが肝要である。このため、上流側ダクト６にはディスク１に面する端部のとこ
ろに摩擦リング（摺接リング）13が設けてある。同様に、第３図に示したように
、下流側ダクト７の端部にはディスク１に当接する摩擦リング14が設けてある。
ディスク１はタービンのフレーム26のスペース17（第３図）内に配置してある
。上流側給気進路（上流側流路６を含む）は、スペース17を閉じるカバー16（第
３図）によって画定されている。このカバー16はディスク１のリム２を包む略円
形の形状を有する。カバー16内では、ダクト６と摩擦リング13の周りに位置する
空間は下流側排気ダクトを構成する。
ディスク１のハニカム状領域の中央にはハニカム状でない領域19があり、この
領域を軸方向孔即ち中央孔21が横断している。この軸方向孔21にはディスク１の
軸線12に沿ってロッド22が取り付けてある。ロッド22の直径は中央孔21の直径よ
りも小さく、両者間には環状隙間23（第４図）が形成されている。ディスク１の
回転案内は、例えば、ディスク１とロッド22との間の同軸性を保持するべく歯列
３の両側でリム２と協働するローラによって行われる。
ロッド22の一端にはネジ24が設けてあり、このネジはタービンのフレーム26に
螺合してある。ロッド22の他端28にもネジが形成してあり、この端部はカバー16
の中央補強部27を横断している。ロッド22には皿バネ31を介して補強部27に当接
する２つのロックナット29が螺合してある。ロッド22は給気ガスの圧力によって
カバー16がディスク１から遠ざかる方向に膨出するのを阻止する作用を果たす。
皿バネ31は、温度によるロッド22の長さ変化とは独立に、カバー16に対してほぼ
一定の押圧力を維持する役割を果たす。
中央孔21は給気ダクト６と７および摩擦リング13と14の外側に位置する。しか
し、補強部27を貫いて通路32が設けてあり、この通路は、ディスク１の上流側に
おいて、ロッド22と補強部27に嵌合したブッシュ35の孔34との間の環状隙間33を
介して、給気進路Ａを中央孔21に連通している。孔34は、ブッシュ35とディスク
１との間でロッド22の周りに配置された金属ベローズ36により、ディスク１の中
央孔21と気密に連通している。ロッド22の周りに配置されたシ
ールリング37は給気がカバー16の外部に逃げるのを防止する。ベローズ36は固定
ブッシュ35に担持されており、孔21の周りにおいてシュー40を介して摺動可能に
ディスクの側面に当接している。
ロッド22の他端には、ディスク１とフレーム26との間においてロッド22の周り
にベローズ38が配置してあり、ロッド22を直接に囲繞する空間をディスクのやは
りこの側において排気進路から遮断するようになっている。同様に、ベローズ38
はブッシュ35a（今回はフレーム26に固定してある）に支持されており、環状の
シュー40aを介して気密に但し摺動可能にディスク１の他の側面に当接している
。しかし、ロッド22のネジ付き端部24の近傍には、ロッドを直接に囲繞する空間
と排気空間との間において、逃がしオリフィス39が設けてある。従って、上流側
給気進路Ａと逃がしオリフィス39との間には（従って、ロッド22の全長にわたり
）、未加熱の、従って比較的冷たい（約200℃）吸入空気の循環が確立される。
その結果、ロッドが過剰な熱に起因する長さ変化を受けるのが防止される。
次に、第５図を参照にしながら上流側給気ダクト６と摩擦リング13の構造を説
明する。
摩擦リングは膨張係数の小さな金属で形成されており、ディスク１と接触する
その面には、例えば酸化ニッケルと弗化カルシウムをベースとする摩擦材料の層
42が設けてある。ディスクに対する層42の支承面は研磨してある。
層42とは反対側の面においては、摩擦リング13には溝43が設けてあり、この溝
には260℃程度の高温に耐えるシリコーンゴムで形成された密封性のリング44が
嵌合してある。リング44は溝43の底部に気密性をもって自由に当接している。
摩擦リング13とは反対側においては、リング44はディスク１に面するダクト６
の端部に形成された溝46内に支承されている。溝46の底部とリング44との間には
プレストレス用バネ47が設けてある。このバネはコイルバネとして模式的に示し
てあるが、実際にはダクト６の全周にわたって延長する単一の波形ワッシャで構
成するのが好都合である。更に、リング44の幅ｈは溝46の幅Ｈより小さい。稼働
時には、リング44の内側面48は給気の比較的高い圧力にさらされ、外側面
49は排気ガスの比較的低い圧力にさらされる。従って、リング44は、その周縁が
或る程度弾性的に伸びることにより、溝46の外側面51に対して気密に押し付けら
れる。更に、幅ｈとＨとの間に差があるので、上流側給気進路Ａと、溝46の底部
と該底部に面するリング44の面との間に形成された室53との間に連通路52が形成
される。従って、この室は給気ガスの圧力にさらされ、この圧力は給気進路Ａ内
の給気圧力にほぼ比例した力で環状ピストンのようにリング44を摩擦リング13に
対して押圧する。従って、給気圧力が高ければ高い程、漏洩の危険が深刻となる
が、本発明によれば、給気圧力が高ければ高い程、ディスク１に対する摩擦リン
グ13の圧接はより大きな力で起こる。
ディスク１を案内するための手段は例えばローラ（図示せず）を介してリム２
に対して作用するもので、ディスク１が軸方向に自由に位置決めされるのを可能
にする。摩擦リング13によりディスク１に対して作用する圧力は、同じ力でディ
スク１を摩擦リング14に対して押圧する。従って、給気の下流側においても、摩
擦リング14は給気圧力に比例する力でディスクに対して押圧される。これは熱交
換機の下流側の給気ガスを介入させることなく得られる点で非常に有利であり、
後者（下流側の給気ガスを介入させること）は下流側の給気ガスの温度が高いこ
とを考慮すれば困難であるからである。
第４図に示したように、下流側においては、摩擦リング14は、ディスクの軸線
12の方向における圧縮に対してかなりの弾性抵抗をもって変形可能なダイアフラ
ム56を介して、ダクト７に接続されている。ダイアフラム56は製造や作動の公差
（特に、角度的公差）を補償しながら摩擦リング14をディスク１に圧接すること
を目的としている。ダイアフラム56はスカート57によって熱い給気ガスの熱から
保護されており、このスカートは摩擦リング14に溶接してあると共に、遮熱体を
形成するべく摩擦リング14からディスク１とは反対方向に延長している。
第２図に示したように、摩擦リング13は、連結部領域11においては、即ち、中
央軸線12の近傍においては、スリット58を有する。このスリットは熱に起因する
応力によってディスクが変形したときにも摩擦リング13をその全長にわたってピ
ッタリとディスク１に当接させることを目的としている。
特に、ディスク１が第２図の矢印Ｆの方向に回転駆動されると仮定すると、排
気ガスを通過することで強度に熱せられたセラミックに出会うことになるダクト
６およびリング13の半径方向アーム８は、給気進路Ａを完全に通過することで最
大限に冷却されたばかりのセラミックに接触する半径方向アーム8aよりもかなり
高い温度を有する。２つの半径方向アーム８と8aとの間の上記温度差、並びに、
これに対応する円弧部９と連結部11の温度勾配は、摩擦リング13に歪みを生じさ
せると共に、摩擦リング13があらゆる点でディスク１に正しく当接するのを妨げ
る。
本発明によれば、スリット58は、局部的な漏れを生じさせるが、この問題を大
幅に解決し、タービンの作動状態が如何様であろうとも摩擦リング13があらゆる
点でディスク１にピッタリと当接するのを可能にすることが見出された。
図示しないが、同様の理由で摩擦リング14にも同様のスリットが設けてある。
第６図に示したように、漏れの通路長さを増加させるためスリット58のプロフ
ィルを斜めにするか、更にラビリンス効果を創成するためジグザグ状プロフィル
（第７図）にするのが好ましい。
次に、締め付け装置３について説明する。
ディスクのセラミックの外周は機械加工を全くすることなく完全に平滑かつ円
筒形である。この外周はアスベストのような変形可能で耐火性の材料からなるラ
イニング61によって囲繞されている。ライニング61自体は薄い金属帯62によって
囲まれている。金属帯62と鋼鉄リム２との間には、半径方向に圧縮された多数の
バネ63がある。半径方向バネ63は、例えば、第８図に示したように、同一の軸方
向平面内に配置された３つのバネ63からなる複数のグループとして分配すること
ができる。バネ63のこのようなグループは、第１０図に示したように、ディスク
１の外周の全周にわたって分配してある。半径方向バネ63はディスク１内に半径
方向圧縮プレストレスを生じさせる。同一の軸方向列に属する隣り合うバネ63の
巻線が互いに嵌り合うのを回避するため、中央のバネの巻線方向を両端の２つの
バネの巻線方向とは逆に選ぶことができる。この場合、同一列に属する複数のバ
ネ63を互いに接触させて装着し、位置決めと案内について相互に寄与さ
せることができる。
更に、１つ若しくは複数の半径方向通路41がディスク１を貫通しており、それ
らの一端はディスク１の中央孔21に開口し（第３図および第４図）、それらの他
端はディスク１とリム２との間においてディスクの外周締め付け装置３に確保さ
れた空間に開口している（第３図および第９図）。このように、給気圧力がディ
スク１の外周に導入されるので、この給気圧力は半径方向バネ63によるディスク
１の半径方向圧縮応力に対して、給気ガスの圧力に比例した応力（従って、ター
ビンの負荷に比例した応力）を追加する。
圧縮された給気ガスを漏らすことなくディスクの外周に保持するため、リム２
とディスク１の外周との間には環状室64が形成してあり、この室はリム２に設け
た半径方向内向きフランジ66、67によってその外周縁に沿って閉鎖されている。
フランジ66はリム２と一体の部品として形成されているが、フランジ67は組立を
可能にするべく嵌め込み部品である。夫々のフランジ66又は67とディスク１との
間には密封装置68が設けてある。
夫々の密封装置68は圧力リング69を有する。２つの圧力リング69は外周室64内
に分配配置された軸方向バネ71によって互いに離れる方向に付勢されている。第
１０図に示したように、例えば、ディスク１の外周に沿って３つの半径方向バネ
63からなる１つのグループと１つの軸方向バネ71とが交互に設けてある。半径方
向バネと軸方向バネとの間には円周方向遊びは殆ど無い（第１１図）。従って、
軸方向バネは半径方向バネを案内すると共に、逆も然りである。夫々の圧力リン
グ69には他方の圧力リング69とは反対側において凹状円錐面72が設けてあり、後
者は隅ライニング75に属する金属製支持リング74（第１２図参照）の凸状円錐面
73の向かいに位置する。軸方向バネ71の推力により、スロープを形成する円錐面
72と73とはボール76を介して互いに押し合うので、支持リング74はディスク１の
外周に向けて半径方向に圧縮されると共に、支持リング74は隣接するフランジ66
又は67に向けて軸方向に押圧される。支持リング74は、ライニング61とフランジ
とにより形成された隅部に装着されたシールリング77と、シールリング77に対し
て背中合わせになった２つの補足的シールリング(その一方
78はライニング61に圧接され、他方79はフランジ66又は67に圧接される)からな
る柔軟な密封部材を介して、アスベスト製ライニング61およびフランジ66又は67
に押圧される。
各フランジ66又は67とこれに対応するディスク１の外周近傍の半径方向面との
間に配置されたシールリング81により補足的な密封が行われる。シールリング81
が当接するディスク１の半径方向面にはアスベストの環状ライニング82が固定し
てある。
作動時には、室64は給気圧力にさらされ、これはハニカム小胞内に作用する給
気圧力によるディスク１の破裂応力と釣り合う。同時に、半径方向バネ63は摩擦
によりリム２の回転トルクを伝え、リム自身は歯列４により駆動される。この回
転トルクは、ディスクのセラミック内に、セラミックが耐えることが非常に不得
意な不本意な応力（特に剪断応力）を発生させるおそれがある。しかし、半径方
向バネ63は、そのトルク伝達機能の他に、大きな半径方向圧縮プレストレスをセ
ラミックに与えるので、その結果、セラミックは、遥かに危険な他の態様の応力
が発現するおそれのある他の機械的応力がセラミックに作用するような場所にお
いても、至る所で圧縮される。
シールリング77〜79、81は、例えば、柔軟なインコネル製の繊維で強化された
グラファイト化アスベスト繊維により形成されている。
傾斜スロープ72、73があるので、密封接触は軸方向と同時に半径方向に行われ
る。傾斜スロープ72、73とボール76は熱膨張の差に応じて自由な自己位置決めを
可能にする。
また、夫々の密封装置は、圧力リング69および支持リング74に代えて、単一の
リングで形成することができる。この場合には、ボール式スロープを設ける必要
はない。この配置においては、ディスクのセラミックに対するリングの膨張を予
め補償するため、シールリングは予め圧縮しておくのが好ましい。
勿論、本発明は前述した実施例に限定されるものではなく、本発明の範囲を逸
脱することなく種々の変更を加えることができる。即ち、セラミックディスクの
外周に配置した半径方向および軸方向バネの数は限定されない。外周室の側方シ
ールを行うためのシールリングの数についても同様である。更に、バネ、リング
およびシールリングを形成するためには多様な種類の材料を想定することができ
る。
摩擦リングを給気ガスの推力にさらすための手段は、また、フランス公開特許
2,207,267に記載されているように、ディスクの軸線とロッドを囲繞する給気ダク
トと併用することができる。リングにスリットが設けてあるという特徴について
も同様である。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION rotary type heat exchanger present invention for a gas turbine, relates to a rotary type heat exchanger, in particular, rotating heat for the heat exchange between the supply air gas and exhaust gas in the gas turbine For exchanges. The invention also relates to a gas turbine provided with such a heat exchanger. Such a heat exchanger can be used to utilize the residual heat of the expanded combustion gas to heat the compressed charge gas before entering the combustion chamber. A heat exchanger in which a ceramic honeycomb disc is arranged in a metal rim with peripheral teeth is known from French published patent 2,207,267. The honeycomb has a number of passages formed in the ceramic parallel to the axis of rotation. The teeth are used to rotationally drive the rim, and the rim itself drives the disk. As the disk is spinning, the pre-compressed charge toward the combustion chamber always passes through a new area of the ceramic disk. Exhaust paths intersect other areas of the disk. Accordingly, as the disk rotates, each angular region of the disk sequentially becomes within the path of the exhaust gas (where the exhaust gas heats the disk) and then within the path of the supply gas (where the disk is supplied). To give heat to the gas). Friction rings are provided at the ends of the fixed air supply ducts located upstream and downstream of the disk, and these rings are hermetically pressed against both surfaces of the disk to prevent air leakage. These rings are sector shaped and have two radial arms, an arcuate radial outer portion and a connection surrounding the central hole of the ceramic disk. Ceramic is a material that is not good at withstanding tensile and shear stress. However, tensile stress and shear stress tend to appear on the heat exchange disc due to the inertia of the disc and, in particular, the drive torque applied to the disc to overcome friction from the sealing ring. Tensile and shear stresses are also likely to be developed by the pressure gas passing through the honeycomb of the disk. French published patent 2,207,267 teaches countering these stresses or their effects by placing the disk under a radial compressive stress sufficient to ensure cohesion of the disk. This patent teaches two variations. In one variant, a radial spring is inserted between the disc and the rim. In another variant, the charge pressure is introduced into an annular chamber formed between the outer circumference of the disk and the rim. For a spring to be effective, it must always place the ceramic under enough stress to overcome the effects of the more intense detrimental stresses that can be developed. This requires ceramic reinforcement (e.g., increasing the wall thickness between the honeycombs), which results in expensive disks and increased air charge losses. Since the charge pressure balances only the burst stress associated with the presence of gas in the honeycomb vesicles, the use of charge pressure is inadequate. Furthermore, unlike the supply gas, the spring is advantageous because it provides a frictional drive connection between the disk and the rim. SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide a heat exchanger that eliminates the inconvenience described above and more reasonably guarantees the compression prestress in a ceramic disk. According to the invention, a rotary heat exchanger for performing heat exchange between supply gas and exhaust gas in a gas turbine comprises a disc made of a honeycomb-shaped ceramic material surrounded by a rim provided with rotary drive means. And a radial spring disposed between the inner wall of the rim and the outer peripheral surface of the ceramic disc, the feature being that a substantially airtight communication between the disc and the rim is provided in communication with the air supply path. An annular chamber is formed. On the one hand, on the one hand, even when the angular acceleration reaches the predetermined maximum value, the compressive stress of the disk is offset by the spring due to the drive torque acting on the ceramic, which offsets the possibility of shearing of the ceramic. Has sufficient constant components. At the same time, the spring allows the disc to be driven by friction from the side of the rim. However, a compressive stress due to the gas supply pressure is added thereto. This stress balances, with good safety in all cases, the bursting stress of the disk due to the presence of the compressed supply gas inside the disk. As a result, according to the present invention, the compressive stress applied to the disk takes an appropriate value at each moment. In order to introduce pressure into the annular chamber, the disk may be provided with an internal passage which communicates the annular chamber with the central hole of the disk. The central hole itself is connected to the air supply path upstream of the disk. On both sides of the disc, the charge path can be defined by a friction ring. These rings are located between a radial region in the air supply path that slides on the hot ceramic that has passed the exhaust path and a radial area that slides in the exhaust path on the cooled ceramic that has passed the air supply path. Exposure to strong temperature gradients. This temperature gradient is particularly severe in the region close to the axis of the disc connecting the two radial regions. It has been found that if the area near this axis does not overlap the axis of the disc, the disadvantages due to temperature gradients are less. In this case, the center hole of the disk is opened through the surface of the disk and out of the air supply path. In addition, a means such as a bellows is provided for airtightly communicating the center hole with the air supply passage. In another aspect of the present invention, the present invention provides a gas turbine provided with the heat exchanger of the present invention. Other features and advantages of the present invention will become more apparent from the following description of non-limiting examples. In the accompanying drawings: FIG. 1 is a schematic view of the turbine of the present invention; FIG. 2 is a partially cutaway perspective view of the rotary heat exchanger of the present invention; FIG. 3 is an axial sectional view of the heat exchanger; 5 is an enlarged sectional view of the center of the heat exchanger in the axial direction; FIG. 5 is a view showing a detail of FIG. 4; FIGS. 6 and 7 are partial views of a friction ring; FIGS. FIG. 10 is a side view of the heat exchanger along two different axial planes; FIG. 10 is a side view of the heat exchanger with the rim cut away; FIGS. 11 and 12 are FIGS. 10 and 9 respectively; FIG. As shown in FIG. 1, the gas turbine of the present invention comprises a driving element 101, which on the one hand drives a compressor 102 and on the other hand drives a rotary heat exchanger 104 via a reduction gear 103. . The heat exchanger 104 comprises an outer rim 2 having an outer toothing 4, which meshes with a pinion 106 driven by a speed reducer 103. The air (its path is indicated by arrows) enters the compressor 102, is compressed and exits there, passes through the heat exchanger 104, is heated, and then enters the combustion chamber 107 where the pressure of the air increases. The air then expands within the motive element 101, producing energy on the shaft 108 of the motive element 101. The air exits the motive element 101 at a temperature of about 600 ° C. and passes through a heat exchanger 104 to provide heat to the compressed air generated by the compressor 102. At least two heat exchangers 104 can be arranged symmetrically about axis 108 and operated in parallel, especially because of the thermal stress symmetry. As shown in FIGS. 2 and 3, the heat exchanger 104 comprises a honeycomb ceramic disc 1 which is arranged inside a steel rim 2 via a radial clamping device 3 (described below). It is. This radial clamping device 3 applies a radial compressive prestress to the honeycomb-shaped ceramic material which is very favorable for the mechanical strength of the ceramic in use. At the same time, the radial clamping device 3 makes an adhesive connection between the disc 1 and the rim 2 with respect to rotation about the axis of the disc. The rim 2 rotationally driven by the outer peripheral tooth row 4 rotationally drives the disk 1 by the adhesive action performed by the tightening device 3. The ceramic rotating disk 1 has a very large number of honeycomb-shaped vesicles which traverse parallel to its axis. The disc 1 is inserted transversely into two juxtaposed tracks (i.e., a supply path A defined by two aligned fixed ducts 6 and 7 arranged on both sides of the disc 1 and an exhaust path E). It is. The ducts 6 and 7, which are schematically shown in FIG. 2, exhibit a sector of about 120 ° in the plane of the disk 1. The exhaust path E occupies the remaining surface of the disk, ie, a sector of about 240 °. Each duct 6, 7 (FIG. 2) thus has two radial arms 8, 8a connected together by a radially outer arc 9 and a connection 11 close to the axis of rotation 12 of the disk. In order to avoid leakage of the compressed air supply, it is essential to ensure airtightness between the plane of the disk 1 (FIG. 2) and the annular ends of the air supply ducts 6 and 7 adjacent to the disk 1. It is. For this purpose, a friction ring (sliding contact ring) 13 is provided at the end of the upstream duct 6 facing the disk 1. Similarly, as shown in FIG. 3, a friction ring 14 is provided at the end of the downstream duct 7 to be in contact with the disk 1. The disk 1 is located in the space 17 (FIG. 3) of the frame 26 of the turbine. The upstream air supply path (including the upstream flow path 6) is defined by a cover 16 (FIG. 3) that closes a space 17. The cover 16 has a substantially circular shape surrounding the rim 2 of the disk 1. In the cover 16, the space located around the duct 6 and the friction ring 13 constitutes a downstream exhaust duct. At the center of the honeycomb-shaped area of the disc 1 is a non-honeycomb-shaped area 19, through which an axial or central hole 21 traverses. A rod 22 is attached to the axial hole 21 along the axis 12 of the disk 1. The diameter of the rod 22 is smaller than the diameter of the central hole 21, and an annular gap 23 (FIG. 4) is formed between the two. The rotation of the disc 1 is guided, for example, by rollers cooperating with the rim 2 on both sides of the tooth row 3 to maintain coaxiality between the disc 1 and the rod 22. At one end of the rod 22 is provided a screw 24 which is screwed into the frame 26 of the turbine. The other end 28 of the rod 22 is also threaded, this end traversing the central reinforcement 27 of the cover 16. Two lock nuts 29 that are in contact with the reinforcing portion 27 via a disc spring 31 are screwed into the rod 22. The rod 22 functions to prevent the cover 16 from bulging away from the disk 1 due to the pressure of the supply gas. The disc spring 31 plays a role of maintaining a substantially constant pressing force on the cover 16 independently of a change in the length of the rod 22 due to temperature. The central hole 21 is located outside the supply ducts 6 and 7 and the friction rings 13 and 14. However, a passage 32 is provided through the reinforcing portion 27, and this passage is provided through an annular gap 33 between the rod 22 and the hole 34 of the bush 35 fitted to the reinforcing portion 27 on the upstream side of the disc 1. Thus, the air supply path A communicates with the central hole 21. The hole 34 is in airtight communication with the central hole 21 of the disc 1 by a metal bellows 36 disposed around the rod 22 between the bush 35 and the disc 1. A seal ring 37 disposed around the rod 22 prevents air supply from escaping outside the cover 16. The bellows 36 is carried by a fixed bush 35 and slidably abuts the side surface of the disk around the hole 21 via a shoe 40. At the other end of the rod 22, a bellows 38 is arranged around the rod 22 between the disc 1 and the frame 26, which blocks the space directly surrounding the rod 22 from the exhaust path also on this side of the disc. It has become. Similarly, the bellows 38 is supported by a bush 35a (this time fixed to the frame 26) and abuts the other side of the disc 1 airtightly but slidably via an annular shoe 40a. . However, a relief orifice 39 is provided near the threaded end 24 of the rod 22 between the space directly surrounding the rod and the exhaust space. Thus, a circulation of unheated and thus relatively cool (about 200 ° C.) intake air is established between the upstream charge path A and the relief orifice 39 (and thus over the entire length of the rod 22). As a result, the rod is prevented from undergoing length changes due to excessive heat. Next, the structure of the upstream air supply duct 6 and the friction ring 13 will be described with reference to FIG. The friction ring is made of a metal with a low coefficient of expansion, and its surface in contact with the disc 1 is provided with a layer 42 of a friction material, for example based on nickel oxide and calcium fluoride. The bearing surface of layer 42 for the disk is polished. On the surface opposite to the layer 42, the friction ring 13 is provided with a groove 43, into which a sealing ring 44 made of silicone rubber that can withstand a high temperature of about 260 ° C. is fitted. is there. The ring 44 freely contacts the bottom of the groove 43 with airtightness. On the side opposite to the friction ring 13, the ring 44 is mounted in a groove 46 formed at the end of the duct 6 facing the disk 1. A prestressing spring 47 is provided between the bottom of the groove 46 and the ring 44. Although this spring is schematically shown as a coil spring, in practice it is convenient to comprise a single wavy washer extending over the entire circumference of the duct 6. Further, the width h of the ring 44 is smaller than the width H of the groove 46. In operation, the inner surface 48 of the ring 44 is exposed to the higher pressure of the charge air and the outer surface 49 is exposed to the lower pressure of the exhaust gas. Accordingly, the ring 44 is airtightly pressed against the outer surface 51 of the groove 46 by the elasticity of the periphery of the ring 44 being extended to some extent. Furthermore, because of the difference between the widths h and H, there is a gap between the upstream air supply path A and the chamber 53 formed between the bottom of the groove 46 and the surface of the ring 44 facing the bottom. A communication passage 52 is formed. This chamber is therefore exposed to the pressure of the charge gas, which presses the ring 44 against the friction ring 13 like an annular piston with a force approximately proportional to the charge pressure in the charge path A. Thus, the higher the air supply pressure, the greater the risk of leakage, but according to the invention, the higher the air supply pressure, the more the friction ring 13 presses against the disc 1 with greater force. The means for guiding the disc 1 acts on the rim 2 via, for example, rollers (not shown) and allows the disc 1 to be freely positioned in the axial direction. The pressure acting on the disk 1 by the friction ring 13 presses the disk 1 against the friction ring 14 with the same force. Therefore, also on the downstream side of the air supply, the friction ring 14 is pressed against the disk with a force proportional to the air supply pressure. This is very advantageous in that it can be obtained without intervening feed gas downstream of the heat exchanger, and the latter (intervening feed gas downstream) requires a higher temperature of the feed gas downstream. This is because it is difficult to consider this. As shown in FIG. 4, on the downstream side, the friction ring 14 is connected to the duct 7 via a diaphragm 56 which can be deformed with considerable elastic resistance to compression in the direction of the axis 12 of the disc. I have. Diaphragm 56 is intended to press friction ring 14 against disk 1 while compensating for manufacturing and operating tolerances (especially angular tolerances). Diaphragm 56 is protected from the heat of the hot supply gas by a skirt 57, which is welded to friction ring 14 and extends from friction ring 14 in the opposite direction to disk 1 to form a heat shield. doing. As shown in FIG. 2, the friction ring 13 has a slit 58 in the connection region 11, that is, near the central axis 12. The purpose of this slit is to bring the friction ring 13 into contact with the disk 1 exactly over its entire length even when the disk is deformed due to heat-induced stress. In particular, assuming that the disc 1 is driven to rotate in the direction of the arrow F in FIG. 2, the duct 6 and the radial arm 8 of the ring 13 will encounter the strongly heated ceramic through the exhaust gas. Has a much higher temperature than the radial arm 8a which contacts the ceramic which has just been cooled to its maximum by passing completely through the air supply path A. The temperature difference between the two radial arms 8 and 8a, and the corresponding temperature gradient of the arc 9 and the connection 11 causes the friction ring 13 to be distorted and the friction ring 13 To prevent proper contact with the disc 1. According to the present invention, the slit 58 causes local leakage, but greatly solves this problem, and the friction ring 13 is perfectly fitted to the disc 1 in every respect, no matter how the turbine operates. It has been found possible to abut. Although not shown, the friction ring 14 is provided with a similar slit for the same reason. As shown in FIG. 6, it is preferred that the profile of the slit 58 be slanted to increase the length of the leak path, or that it be a zigzag profile (FIG. 7) to further create a labyrinth effect. Next, the fastening device 3 will be described. The ceramic outer circumference of the disk is completely smooth and cylindrical without any machining. This periphery is surrounded by a lining 61 of a deformable and refractory material such as asbestos. The lining 61 itself is surrounded by a thin metal band 62. Between the metal band 62 and the steel rim 2 there are a number of radially compressed springs 63. The radial springs 63 can be distributed, for example, as shown in FIG. 8, as a plurality of groups of three springs 63 arranged in the same axial plane. Such groups of springs 63 are distributed over the entire circumference of the disk 1 as shown in FIG. The radial spring 63 creates a radial compression prestress in the disk 1. In order to avoid that the windings of adjacent springs 63 belonging to the same axial row fit together, the winding direction of the central spring can be chosen opposite to the winding direction of the two springs at both ends. In this case, a plurality of springs 63 belonging to the same row can be mounted in contact with each other to contribute to positioning and guidance. In addition, one or more radial passages 41 extend through the disc 1, one end of which opens into the central hole 21 of the disc 1 (FIGS. 3 and 4), and the other end of which passes through the disc 1. An opening is provided in the space secured in the outer peripheral tightening device 3 between the disk and the rim 2 (FIGS. 3 and 9). Since the supply pressure is thus introduced to the outer periphery of the disk 1, the supply pressure is proportional to the pressure of the supply gas (accordingly to the compression force of the radial spring 63 on the disk 1 in the radial direction). , Stress proportional to the load on the turbine). An annular chamber 64 is formed between the rim 2 and the outer circumference of the disk 1 in order to hold the compressed supply gas on the outer circumference of the disk without leaking. It is closed along its outer peripheral edge by the orientation flanges 66, 67. The flange 66 is formed as an integral part of the rim 2, while the flange 67 is a fitting part to enable assembly. A sealing device 68 is provided between each flange 66 or 67 and the disk 1. Each sealing device 68 has a pressure ring 69. The two pressure rings 69 are urged away from each other by an axial spring 71 distributed in the outer peripheral chamber 64. As shown in FIG. 10, for example, one group of three radial springs 63 and one axial spring 71 are provided alternately along the outer periphery of the disc 1. There is little circumferential play between the radial and axial springs (FIG. 11). Thus, the axial spring guides the radial spring and vice versa. Each pressure ring 69 is provided with a concave conical surface 72 on the opposite side of the other pressure ring 69, the latter being a convex conical surface 73 of a metal support ring 74 belonging to the corner lining 75 (see FIG. 12). Located opposite to. By the thrust of the axial spring 71, the conical surfaces 72 and 73 forming the slope press each other via the ball 76, so that the support ring 74 is radially compressed toward the outer periphery of the disc 1 and the support ring 74 is compressed. 74 is pressed axially toward the adjacent flange 66 or 67. The support ring 74 includes a seal ring 77 mounted at a corner formed by the lining 61 and the flange, and two supplemental seal rings back to back with the seal ring 77 (one of which 78 is pressed against the lining 61). The other 79 is pressed against the asbestos lining 61 and the flange 66 or 67 via a flexible sealing member consisting of the flange 66 or 67). A supplementary seal is provided by a seal ring 81 arranged between each flange 66 or 67 and the corresponding radial surface near the outer circumference of the disk 1. An annular lining 82 of asbestos is fixed to a radial surface of the disk 1 against which the seal ring 81 abuts. In operation, the chamber 64 is exposed to the charge pressure, which balances the bursting stress of the disc 1 due to the charge pressure acting within the honeycomb vesicles. At the same time, the radial spring 63 transmits the rotational torque of the rim 2 by friction, and the rim itself is driven by the tooth row 4. This rotational torque can cause undesired stresses (especially shear stresses) in the ceramic of the disc that the ceramic is very poor at withstanding. However, the radial spring 63, in addition to its torque transmitting function, imparts a large radial compressive prestress to the ceramic, so that the ceramic may develop other, much more dangerous forms of stress. Wherever the mechanical stress of the ceramic acts on the ceramic, it is compressed everywhere. The seal rings 77 to 79, 81 are made of, for example, graphitized asbestos fibers reinforced with flexible Inconel fibers. Due to the inclined slopes 72, 73, the sealing contact takes place simultaneously in the axial direction and in the radial direction. The slopes 72, 73 and the ball 76 allow free self-positioning according to the difference in thermal expansion. Also, each sealing device can be formed by a single ring instead of the pressure ring 69 and the support ring 74. In this case, it is not necessary to provide a ball type slope. In this arrangement, the seal ring is preferably pre-compressed to pre-compensate for expansion of the ring with respect to the ceramic of the disk. Of course, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various changes can be made without departing from the scope of the present invention. That is, the number of radial and axial springs arranged on the outer periphery of the ceramic disk is not limited. The same applies to the number of seal rings for performing side sealing of the outer peripheral chamber. Further, various types of materials can be envisioned for forming the springs, rings and seal rings. Means for exposing the friction ring to the thrust of the charge gas can also be used in conjunction with a charge duct surrounding the axis of the disc and the rod, as described in FR-A-2,207,267. The same applies to the feature that the ring has a slit.