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Leistungsregeleinrichtung für Gasturbinentriebwerke Die Erfindung
bezieht sich auf Gasturbinentriebwerke mit mechanisch unabhängiger Arbeitsturbine
und einem in Abhängigkeit von der eingespritzten Brennstoffmenge geregelten Wärmetauscher
zwischen Turbinenabgas und verdichteter Luft, z. B. für den Antrieb eines Fahrzeugs.
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Sie bezweckt, den wesentlichen Nachteil solcher Gasturbinentriebwerke
zu beseitigen, der darin besteht, daß ihr Wirkungsgrad dann, wenn sie mit stark
schwankenden Belastungen arbeiten, sehr erheblich absinkt.
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Diese Verschlechterung des Wirkungsgrades, und zwar sowohl des thermischen
wie des mechanischen Wirkungsgrads, ist hinsichtlich des thermischen Wirkungsgrads
die Folge des Absinkens der Verbrennungstemperatur bei geringer werdender Belastung.
Die des mechanischen Wirkungsgrads beruht darauf, daß die Gasmenge, die aus den
Eintrittsdüsen der Gasturbine ausströmt, dann nicht mehr im optimalen Verhältnis
zur Umfangsgeschwindigkeit der Beschaufelung steht.
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Es ist versucht worden, die erste dieser Ursachen durch einen zusätzlichen
Wärmetauscher, der in der höchsten Druckstufe der Luft eingesetzt wird, nämlich
durch Entnahme von Wärme aus den Auspuffgasen der Turbine und Einführung derselben
in die verdichtete Luft zu beseitigen. Diese Maßnahme ist aber nicht ausreichend,
um die angestrebte Wirkung der Verbesserung des Wirkungsgrads zu erzielen, weil
sämtliche Maschinen des Triebwerks (wenigstens ein Verdichter und wenigstens zwei
Turbinen) notwendigerweise das gleiche Gasgewicht aufnehmen müssen.
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Diese Gründe, zu welchen noch die langsame Änderung des thermischen
Zustands derartiger Abwänneverwerter hinzutritt, machen eine Ausnutzung der Änderung
der durch diese Abwärmeverwerter zurückgewonnenen Wärme als Mittel zur Regelung
der Leistung der Anlage unmöglich.
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Durch die Anordnung eines solchen zusätzlichen Wärmetauschers wird
im übrigen die Leistung nur innerhalb des vorgeschriebene Arbeitsbereichs verbessert,
und verschlechtert sich erheblich, sobald dieser Drehzahlbereich verlassen wird.
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Diese Nachteile und Schwierigkeiten werden durch die Erfindung vermieden,
indem diese die Wiederverwertung der noch in Arbeit umformbaren Wärme in einer Hochdruckstufe
durch regelbare Überführung von in den Abgasen einer Hochdruckturbine enthaltener
Wärme in die unter hohem Druck verdichtete Luft unter Ausnutzung eines großen Temperaturunterschieds
und eines geringen Druckunterschieds eine vollwirksame weitreichende und schnelle
Anderung der Leistung in einem Austauscher geringer Abmessungen und geringen Gewichts
ermöglicht.
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Diese Maßnahme gestattet außerdem, die Betriebsgrößen (Strömungsmenge,
Druck und Temperatur) so aufeinander abzustimmen, daß in den verschiedenen Maschinen
der Anlage die Ähnlichkeitsverhältnisse etwa konstant gehalten werden, welche die
praktische Konstanz der Teilwirkungsgrade der Maschinen gewährleisten, wobei gleichzeitig
durch die Konstanz der Höchsttemperatur in einem weiten Änderungsbereich der Leistung
die Konstanz des eintretenden Wirkungsgrads des thermischen Arbeitsprozesses aufrechterhalten
und im Ergebnis der spezifische Verbrauch von Anlagen mit Gasturbinentriebwerken
mit offenem Strömungskreis in einem weiten Änderungsbereich der Leistung praktisch
konstant gehalten werden kann.
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Dieses Ergebnis wird gemäß der Erfindung durch eine Leistungsregeleinrichtung
erreicht, die in Abhängigkeit von einer einzigen Betriebsgröße, z. B. einem Arbeitsmitteldruck,
gleichzeitig die Brennstoffmenge, die Menge eines der den Wärmetauscher durchströmenden
Mittel und den Verdichter regelt.
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Im Fall von Anlagen, die nur einen Verdichter aufweisen, weist die
neue Leistungsregeleinrichtung eine Dralldrossel am Eintritt des Verdichters auf.
Im Fall von Anlagen mit mehreren Verdichtern und Zwischenkühler ist diese Regeleinrichtung
eine Drosseleinrichtung für das Kühlmittel des Zwischenkühlers.
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Die Erfindung nutzt durch diese Anordnung die noch in Arbeit umformbare
Wärme in einer Hochdruckstufe
durch regelbare überführung von in
den Abgasen einer Hochdruckturbine enthaltener Wärme in die unter hohem Druck verdichtete
Luft unter Ausnutzung eines großen Temperaturunterschieds und geringen Druckunterschieds
aus, um eine voll wirksame, weitreichende und schnelle Änderung der Leistung mittels
eines Austauschers von vergleichsweise kleinen Abmessungen und niedrigem Gewicht
zu erzielen.
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Durch die erfindungsgemäße Leistungsregeleinrichtung wird der Brennstoffverbrauch
von Gasturbinentriebwerken mit offenem Kreislauf innerhalb eines weiten Bereichs
von Änderungen der Belastangsnäherungsweise konstant gehalten.
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Zusätzlich sind selbstverständlich aus Sicherheitsgründen Stumvorrichtungen
vorgesehen, die automatische Verstellungen in Abhängigkeit von der Temperatur und
der Drehzahl vornehmen. Diese Vorrichtungen können in bekannter Weise mit den Vorrichtungen,
welche die erfindungsgemäßen Regelvorgänge durchführen, kombiniert sein.
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Die Vorteile des den Gegenstand der Erfindung bildenden Vorschlags
ergeben sich eindeutig daraus, daß die zusanmen mit der Regelung des Wärmetauschers,
der seinerseits, in Abhängigkeit von der eingespritzten Brennstoffmenge arbeitet,
vorgesehene Regelvorrichtungen das ordnungsgemäße Arbeiten von Gasturbinentriebwerken
der oben gekennzeichneten Art dadtreh sichern, da_ß. sie in Abhängigkeit von einer
einzigen Betriebsgröße; x. B. einem Arbeitsmitteldruck arbeitend gleichzeitig die
verschiedenen vorstebend aagge=igten Regelvorgänge herbeiführen.
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Die Einzelheiten und weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus
der folgenden Beschreibung von Ausführungsformen von die erfindungsgemäßen Merkmale
aufweisenden Anlagen an Hand der Zeichnungen.
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F i g. 1 veranschaulicht in schematischer Darstellung ein. Casturbänentnebeaerk
mit zwei Turbokompressorsätzen und einer Arbeitsturbine mit den Merkmalern der Erfindung,
F i g. 2 zeigt eine andere Ausführungsform einer solchen Anlage mit einem Hochdruckturbinenkompressorsatz
und einer Arbeitsturbine.
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F i g. 1 zeigt ein Gasturbinentriebwerk. mit offenem Strömungskreislauf,
welches außer der Arbeitsturbine wenigstens zwei in Reihe geschaltete, mechanisch
voneinander unabhängige Turbokompressorsätze, nämlich einen Hochdrucksatz mit einem
von einer Turbine 6 angetriebenen Kompressor 5 und einen Mitteldrucksatz
mit einem von. einer Turbine 4 angetriebenen Kompressor 3 enthält, wobei.
die Abgase der Mitteldruckturbine 4 die Niederdruckantriebsturbine 1 speisen
und der Niederdruckverdichter 3, und zwar nach Zwischenkühlung- der unter niedrigem
Druck stehenden verdichteten Luft, zwischen zwei Verdichtungsphasen in einem. regelbaren
Kühler 9 in den Hochdruckverdichter 5, fördert.
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Die Anlage wird durch zwei zwischen dem Auslaß der Hbchdruckturbine
6. und dem Einlaß der Mitteldruckturbine 4 liegende parallele Abzweigungen
14 und 1'5 vervollständigt; der Wärmetauscher 16 liegt dann in der Abzweigung
14, während in der Abzweigung 15 ein- durch, eine Zusatzbrennkammer
17 gebildeterüberhitzer vorgesehen ist.
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Die Vorrichtungen zur Inbetriebnahme der einen oder der anderen Abzweigung
14 oder 15 können willkürlich regelbare Glieder, z. B. Schieber oder andere Verschlußorgane
reit selbsttätigen Ventilen 18
und 19 sein.
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Erfindungsgemäß werden bei einer derartigen Anlage mit zwei Verdichtungsstufen
die Drehzahl- und Temperaturrkenngrößen des Hochdrucktwrbokmpressorsatzes 5-6 dadurch
Itoustant gehalten, daß einerseits die Zwischenkühlung im Kühler 9 durch die Drosseleinrichtung
11 so geregelt wird, daß die Lufteinfaßtemperatur am Kompressor 5 konstant gehalten
wird, und hierdurch andererseits gleichzeitig die in der Brennkammer 7 verbrannte
Brennstoffmenge so eingestellt wird, daß die Temperatur am Einlaß der Turbine 6
und die Drehzahl des Turbokompressorsatzes 5-6 konstant gehalten werden.
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Der Druck-Strömungsmenge-Kennlinie des Niederdruckkompressors 3, welche
automatisch durch die Bedingungen der Konstanz der Kenngrößen des Hochdruckturbokompressorsatzes
vorgegeben ist, entspricht eine gewisse Änderung des Eigenwirkungsgrads des Kompressors
3 bei einer Änderung des Förderdrucks desselben. Dies hat im allgemeinen eine leichte
Abnahme des Wirkungsgrads bei einer Abnahme dieses Drucks zur Folge (der Wirkungsgrad
sinkt z. B. von dem Wert 0,84 bei Vollast auf den Wert 0,80 bei Halblast).
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Bei Anlagen mit wenigstens zwei in Reihe geschalteten Turbokompressorsätzen
bedingt die Steuerung der Einrichtungen zur Konstanthaltung der Drehzahl- und Temperaturkenngrößen
des Hochdruckkompressorsatzes durch wenigstens eine Betriebsgröße der Anlage beim
Niederdruckkompressor eine bestimmte, durch die Kontinuitätsbedingung aufgezwungen
Druck-Strömungsmenge-Betriebskennlinie.. Dies hat im allgemeinen eine geringe Änderung
des Wirkungsgrads des Kompressors zur Folge; diese Änderung hat jedoch nur einen
vernachläßigbaren Einfluß auf den Wirkungsgrad der Hochdruckturbine.
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Wenn dagegen die Anlage nur einen einzigen Turbokompressorsatz enthält,
gestatten die Verträglichkeits- und Kontinuitätsbedingungen nicht mehr, zur Veränderung
der Leistung in einem weiten Regelbereich (durch gleichzeitige Veränderung der Strömungsmenge
und des Drucks) die Temperaturkenngrößen am. Einlaß der Hochdruckturbine und insbesondere
die Drehzahl des einzigen Turbokompressors streng konstant zu halten, was hinsichtlich
der Druck-Strömungsmenge-Betriebskennlinie des einzigen Kompressors bedeutende Schwankungen
des eintretenden Wirkungsgrads sowie im allgemeinen bei geringen Strömungsmengen
auftretende Pendelerscheinungen zur Folge- hat.
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Um diesem Nachteil abzuhelfen, werden in diesem Fall die Einrichtungen
zur unabhängigen Veränderung der Temperatur am Einlaß der beiden Turbinen (Dosierung
des eingespritzten Brennstoffs und Änderung der den Abgasen der Hochdruckturbine
entnommenen und in die verdichtete Luft übergeführten Wärmemenge) mit unabhängigen
Einrichtungen zur Regelung des Kompressors kombiniert, welche gestatten, den Förderdruck
des Kompressors den Schwankungen der Strömungsmenge so anzupassen, daß den Verträglichkeitsbedingungen
der Betriebsgrößen der Anlage Genüge getan wird, insbesondere entsprechend der Änderung
der Temperatur am Einlaß der Niiederdruckturbine, welche erfindungsgemäß den die
Leistungsänderung bestimmenden Faktor bildet.
Diese unabhängigen
Einrichtungen zur Regelung des Kompressors können so- ausgebildet werden; daß sie
die Drehbewegung oder den Umlauf der vom Kompressor angesaugten Arbeitsmittelmenge
verändern.
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Auch diese verschiedenen Einrichtungen können in der nachstehend an
Hand von F i g. 2 beschriebenen Weise aufeinander so abgestimmt werden, daß sie
durch wenigstens eine Betriebsgröße der Anlage gesteuert werden.
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F i g. 2 zeigt ein Ausführungsbeispiel einer solchen Anlage mit einem
Hochdrucktorbokompressorsatz und einer Arbeitsturbine, welche in einem ausgedehnten
Laständerungsbereich mit etwa konstantem Wirkungsgrad arbeiten kann und z. B. zum
Antrieb eines Fahrzeugs bestimmt ist.
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Diese Anlage enthält eine Antriebsturbine 1, deren Welle 2 gegebenenfalls
über nicht dargestellte übertragungsvorrichtungen mit den anzutreibenden Teilen
gekuppelt ist, sowie einen Turbokompressorsatz mit wenigstens einer Turbine 4, deren
Welle 114 den Rotor 115 eines Kompressors 3, z. B: eines Fliehkraftkompressors antreibt.
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Durch eine Leitung 70 wird die verdichtete Luft vom Kompressor 3 einer
Brennkammer 80 zugeführt, in welcher durch- Einspritzdüsen 90 eingespritzter Brennstoff
verbrannt wird. Die Einspritzdüsen werden von einer Pumpe 100 gespeist, welche
von der Welle 114 des Turbokompressors z. B. über eine Einrichtung 111 angetrieben
wird.
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Die an den Verbrennungsprodukten angereicherten Gase werden von der
Brennkammer 80 zum Einlaß 112 der Turbine 4 geführt, nach welcher sie nach einer
ersten Entspannung in dieser Turbine 4 der Antriebsturbine 1 zugeführt werden,
wo sie sich endgültig bis auf einen Druck entspannen, welcher in der Nähe des äußeren
Lufteinlaßdrucks des Kompressors 3 liegt.
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Die Anlage wird noch durch einen Abwärmeverwerter 8 vervollständigt,
bei welchem die Wärmeübertragung vorzugsweise duch sich drehende dünne, nicht dargestellte
Hohlkörper erfolgt, in welche die Abgase der Niederdruckturbine 1 eingeleitet werden.
Dieser Apparat ist in den Strömungskreis der verdichteten Luft zwischen der Förderseite
des Verdichters 3 und der Brennkammer 80 eingeschaltet. Ferner ist
ein Wärmetauscher 16 vorhanden, welcher wenigstens einen Teil der zwischen der Hochdruckturbine
4
und der Niederdruckturbine 1 strömenden Gase kühlt, um die den heißen Gasen
entzogene Wärme wieder der bereits vorher im Abwärmeverwerter 8 vorgewärmten verdichteten
Luft zuzuführen, wobei ein Ventil 116 mit zwei Stellungen gestattet, wenigstens
einen Teil oder auch die Gesamtheit der verdichteten Luft in diesen Wärmetauscher
16 abzuleiten.
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Schließlich ist zweckmäßig am Einlaß des Kompressors 3 eine Vorrichtung
vorgesehen, welche der von dem Kompressor angesaugten Luftströmung eine mit dem
Drehsinn des Rotors gleichsinnige oder gegensinnige Drehgeschwindigkeit erteilt.
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Da die Änderung des thermodynamischen Wirkungsgrads umso beschränkter
ist, je kleiner die Schwankung der Höchsttemperatur des Arbeitsprozesses ist, wird
die Änderung der Temperatur am Einlaß der Hochdruckturbine auf das durch die Kontinuitätsbedingung
bedingte Maß beschränkt, und die Temperatur am Eingang der Niederdruckturbine wird,
wie bereits ausgeführt, durch- eine teilweise Überführung von Wärme aus den Gasen
in- die verdichtete Luft geregelt, wodurch eine für einen guten Wirkungsgrad günstige
Wärmepumpe entsteht.
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Wenn gemäß F i g. 2 die Stange 118 zur quantitativen Regelung der
Einspritzpumpe 100 durch die Verstellung einer Stange 119 betätigt wird,
welche auf die Stange 118: über einen durch eine Feder 121 zurückgezogenen Lenker
120 einwirkt, so wird der für das Arbeiten bei einem gegebenen Druck zweckmäßige
Einspritzgrad dadurch gesteuert, däß der Lenker 120 einerseits mit einem am Einlaß
der Turbine 4 angeordneten Thermostaten 122 z. B. durch einen Schwenkhebel.
123 und- Lenker 124 und 128- und andererseits mit einer auf den Förderdruck
des Kompressors 3 ansprechenden Druckvorrichtung verbunden wird, wobei dieser Druck
z. B. entgegen der Wirkung einer Gegenfeder 126 auf einen Kolben 125 wirkt, wobei
die Verstellungen des Kolbens 125 auf einen schwenkbaren Nocken 127 übertragen werden,
gegen dessen Profil der Lenker 124 durch die Feder 121 gedrückt wird: Die Einwirkung
auf die Temperatur am Einlaß der Niederdruckturbine wird mit der Einwirkung auf
die i Temperatur am Einlaß der Hochdruckturbine dadurch kombiniert, daß die das
Ventil 16 steuernde Gleitbewegung der Stange 129 mit der senkrechten Gleitbewegung
der Steuerstange 119, an welcher der Lenker 120 angelenkt ist, welcher
seinerseits die Stange 118 zur. quantitativen. Regelung der Einspritzung steuert,
zusammenwirkt. Das geschieht beispielsweise dadurch, daß mit einer an der Translationsbewegung
der gleitenden Stange 12'9 teilnehmenden Kurvenbahn 130 eine - Rolle 131 zusammenwirkt,
@. welche an der translatorischen Bewegung der Stange 119 teilnimmt, die ihrerseits
unter der Wirkung einer elastischen Rückstellvorrichtung, z. B: einer Feder 150,
steht.
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Die Einrichtungen zur Beeinflussung der Tempel raturen am Einlaß der
Turbinen und die zur Beeinflussung des Umlaufs am Einlaß des Kompressors werden
in der nachstehend beschriebenen Weise abgestimmt: Auf der Saugseite des Kompressors
3 ist ein fester Ringkanal 132 mit einer axialen Nabe 133 und einem äußeren Zylinder
134 vorgesehen. Der Kanal ist durch eine gewisse Zahl von biegsamen Wänden 135 unterteilt,
welche an ihrer Vorderkante in Schlitze 136 in der Nabe 133 und in Schlitze 137
in dem Zylinder 134 eingesetzt sind. Die äußeren Hinterkanten der biegsamen
Wände 135 sind in Schlitze 139 auf der Innenseite eines zylindrischen Ringes
140 eingesetzt, welcher mit seinen beiden Enden an dem festen Mantel des
Kompressors 3 und an dem Zylinder 134 zentriert ist.
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Der in seinen beiden Führungsflächen drehbare Ring 140 weist
auf seiner Außenseite eine Verzahnung auf, welche mit einer durch eine Kurbel 142
in Umdrehung versetzten Schnecke 141 im Eingriff steht. Diese Kurbel ist
mit einem Hebel 143 verbunden, welcher an die Steuerstange 119 angelenkt
ist und durch die Feder 150 gegen einen schwenkbaren Nocken 151 gedrückt
wird, welcher seinerseits mit einem Kolben 152 verbunden ist, auf dessen eine Seite
der Förderdruck des Kompressors 3 wirkt.
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Die Verschiebebewegung der Stange 119 bewirkt über den Hebel
143 die Drehung der Schnecke 141
und des gezahnten Rings
140, dessen Drehung eine
schraubenförmige Verdrehung der
in die Schlitze 139 eingesetzten Hinterenden der biegsamen Wände 135 zur Folge hat.
Diese an ihrer Vorderkante radial liegenden Wände nehmen an dem Rotor 115 des Kompressors
3 eine schräge Lage ein, in welcher die gebildeten schraubenförmigen Flächen, welche
die angesaugte Luft zu dem Rotor führen und ihm dadurch eine regelbare positive
oder negative Drehgeschwindigkeit erteilen.
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Man erhält also derart im Sinn des Grundgedankens der Erfindung eine
Turboantriebsanordnung, welche mit einem befriedigenden Wirkungsgrad bei veränderlicher
Leistung durch Betätigung eines einzigen Glieds; welches entweder willkürlich oder
bedarfsgemäß durch einen selbsttätigen Regler betätigt wird, arbeiten kann. Bei
seiner Betätigung in der Pfeilrichtung vergrößert dieses Glied die Brennstoffmenge,
wodurch die Temperatur am Einlaß der Hochdruckturbine vergrößert wird, so daß der
Turbokompressor beschleunigt wird, dessen Druck und Förderleistung steigen, wobei
gleichzeitig die Temperatur am Einlaß der Niederdruckturbine 1 durch Verringerung
der Abzweigung von Luft zu dem Wärmeaustauscher 16 infolge der teilweisen Schließung
des Ventils 116 erhöht wird, und außerdem wird der Umlauf des Kompressors
durch die entsprechende Einstellung der biegsamen Wände 135 so verändert,
daB der Kompressor gemäß der zweckmäßigen Druck-Strömungsmenge-Kennlinie arbeitet.
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Wenn bei der Stellung der Steuerung, welcher der Betriebsdruck .@d.
h. die Stellung des Nockens 127) und die Stellung des Ventils 116 entsprechen, die
Einlaßtemperaturen der Turbinen nicht genau den mit der Strömungsmenge und dem Druck
zu vereinbaren Werten entsprechen, berichtigt die Wirkung des Thermostaten 122 durch
Verstellung des Lenkers 128 auf dem Nocken 127 die Temperaturen durch Anpassung
der Brennstoffeinspritzung. In gleicher Weise gewährleistet bei einer bestimmten
Stellung der Steuerstange 119, welche bestimmten Temperaturen am Einlaß der Turbinen
1 und 4 entspricht, der Förderdruck des Kompressors 3 durch Einwirkung über den
Kolben 152 auf den Nocken 151 (und somit auf den Hebel 143) und über
die Kurbel 142 und die Schnecke 141 auf die Winkelstellung des Ringes
140
(und somit auf die Stellung der Wände 135) die zweckmäßige Beziehung der
Strömungsmenge des Kompressors 3 zu den Druck- und Temperaturbedingungen.