CH638018A5

CH638018A5 - Mehrstufiger turbokompressor.

Info

Publication number: CH638018A5
Application number: CH216279A
Authority: CH
Inventors: Yoshikazu Fujino
Original assignee: Kawasaki Heavy Ind Ltd
Priority date: 1978-03-07
Filing date: 1979-03-06
Publication date: 1983-08-31
Also published as: JPS54117915A; DE2908800A1; JPS5817357B2; US4224010B1; GB2018359A; IT1114558B; FR2419415B1; DE2908800C2; FR2419415A1; DE7906322U1; GB2018359B; IT7948207A0; BR7901358A; US4224010A

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen mehrstufigen Turbokompressor mit einem Gehäuse mit einer Ansaugseite und einer Auslasseite sowie einer das Gehäuse durchsetzenden Welle, die mit einer Vielzahl von Gebläserädern versehen ist. Der Kompressor dient dem Verdichten von gasartigen Fluiden, wie Luft oder Gas.

Gasförmige Fluide wie Luft oder Gas sind komprimierbar, daher nimmt ihr Volumen mit dem Druck nach dem Boyle-'schen Gesetz ab. Bei einem vierstufigen Kompressor, der einen Enddruck von 7 Atü erreichen muss, sollte der Druck pro Stufe um etwa das 1,7 fache erhöht werden. Dabei wird das an der Ansaugseite angesaugte Volumen auf jeweils 60% verringert, bis es die Ansaugöffnung der nächsten Stufe erreicht. Soll ein Enddruck von 7 Atü mit einem dreistufigen Kompressor erreicht werden, muss der Druck pro Stufe um etwa das zweifache erhöht werden. In diesem Fall erreicht vom angesaugten Volumen nur etwa 50% die Ansaugöffnung der nächsten Stufe. Dies bedeutet also, dass mit steigendem Verdichtungsverhältnis pro Stufe das jeweils von nachfolgender Stufe angesaugte Volumen abnimmt.

Damit das Gebläserad jeder Stufe einen möglichst hohen Wirkungsgrad hat, sollte die spezifische (Rotations-) Geschwindigkeit Ns bei jeder Stufe im günstigsten Bereich liegen. Die spezifische Rotationsgeschwindigkeit Ns lässt sich nach folgender Formel berechnen:

Ns = N-Q 2 /Ha

(1)

In dieser Formel ist N = Drehgeschwindigkeit in u/min des Gebläserades Q = Durchflussmenge in m3/min jeder Stufe Had = adiabatischer Druck (m) pro Stufe.

Diese spezifische Geschwindigkeit ist hergeleitet aus den fluid-mechanischen Gesetzen der Ähnlichkeit von Turbogebläsen und Kompressoren. Sie stellt einen wichtigen Faktor für den Wirkungsgrad einer Turbomaschine dar und beeinflusst die Wahl der Gebläseräder.

Die gebräuchlichsten Typen solcher Räder sind Zentrifugal-s räder, Räder mit Diagonalströmung oder «Gemischt-Strö-mungsräder» und Räder mit Achsialströmung oder Schaufelräder. Für jeden Typ gibt es eine optimale spezifische Geschwindigkeit. Gebläseräder mit gleicher spezifischer Geschwindigkeit sind geometrisch gleich, unabhängig ihrer Grösse und Rotaie tionsgeschwindigkeit. Der Optimalwert der spezifischen Geschwindigkeit Ns hat die Eigenart, dass er mit zunehmender Breite der Schaufeln eines Zentrifugalrades und mit der Umbildung zu einem Rad mit Diagonalströmung zunimmt.

Bis heute hat man mehrstufige Turbokompressoren immer 15 mit Schaufelrädern mit Achsialströmung oder mit Zentrifugalrädern oder mit einer Kombination dieser beiden Rädertypen gebaut. In einem bekannten Kompressortyp sind beispielsweise mehrere Zentrifugalräder hintereinander auf einer gemeinsamen Welle aufgebaut. Alle Räder haben denselben Durchmes-20 ser. In diesem Fall aber nimmt die spezifische Geschwindigkeit im Verhältnis VQ gegen die Endstufen hin ab. Die Form der Gebläseräder ist so gewählt, dass niederdruckseitig einschliesslich der ersten Stufe das Verhältnis des inneren Durchmessers zum äusseren Durchmesser gross ist und die Schaufeln breit 25 sind. An der Hockdruckseite dagegen, wird das Verhältnis des inneren Durchmessers zum äusseren Durchmesser kleiner, die Schaufeln werden schmäler und der Strömungsweg entlang der Schaufel wird immer länger, je mehr man sich der Endstufe nähert.

30 Für Zentrifugal-Gebläseräder ist das Gebiet, in dem sie mit optimaler spezifischer Geschwindigkeit betrieben werden können, recht Mein. Daher kann meist nur ein Teil der Gebläseräder im Optimalbereich betrieben werden, während die anderen Gebläseräder einen geringeren Wirkungsgrad haben. Dies hat 35 zur Folge, dass der Wirkungsgrad eines mehrstufigen Kompressors als ganzes sinkt.

Bei einem anderen bekannten mehrstufigen Turbokompres-sor, bei dem man versucht hat, die genannten Nachteile zu beseitigen, hat man eine Vielzahl Gebläseräder auf einer Welle 40 montiert, wie im vorhergehend beschriebenen Beispiel, das Gebläserad der ersten Stufe aber als Doppelsaugrad ausgebildet. Ein solches Doppelsaugrad saugt das gasförmige Fluidum von einander achsial gegenüberliegenden Seiten her an. Dies erhöht die Leistung der ersten Stufe und erhöht den Wirkungsgrad des 45 Kompressors als Ganzes. Dies kompliziert aber den Strömungsweg von der ersten Stufe zur nachfolgenden Stufe und bietet konstruktive Schwierigkeiten.

Bei einem weiteren bekannten Kompressor der vorhergehend beschriebenen Bauart hat man das Gebläserad der ersten 50 Stufe auf ein freifliegendes Ende der Welle montiert. Auf diese Weise wird die Leistung der ersten Stufe gross und die optimale spezifische Geschwindigkeit Ns hoch, die spezifischen Geschwindigkeiten der Gebläseräder der nachfolgenden Stufen liegen dann in einem eng begrenzten Gebiet. Diese Anordnung 55 bedingt ausserdem ein Zwischenlager zwischen der ersten und zweiten Stufe, da ja das Endlager wegfällt. Die Konstruktion des Gehäuses wird dadurch erschwert. Zur Überwindung dieser Probleme hat man mehrstufige Kompressoren gebaut, mit Gebläserädern, die auf einer Welle montiert und in Gruppen un-60 terteüt sind. Die Aussendurchmesser der Gebläseräder sind für jede Gruppe gleich, werden aber von Gruppe zu Gruppe von der ersten zur letzten hin kleiner. Auf diese Weise können sämtliche Gebläseräder nahe dem Bereich der optimalen spezifischen Geschwindigkeit Ns arbeiten. In diesem Fall ist der Wir-65 kungsgrad sämtlicher Gebläseräder zwar hoch, die Umfangsgeschwindigkeit der Räder der letzten Stufe ist aber gering und der Druckanstieg pro Stufe nimmt mit dem Quadrat der Umfangsgeschwindigkeit ab. Dadurch sinkt das Kompressionsverhältnis

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der letzten Stufen und die Leistung des Kompressors als Ganzes sinkt ebenfalls. Damit dieselbe Leistung erreicht wird wie bei den vorhergehenden Kompressoren, muss die Anzahl Stufen vergrössert werden. Dazu kommt noch, dass wegen des geringen Durchmessers der Gebläseräder der letzten Stufen die Materialfestigkeit nicht voll ausgenützt werden kann.

Bei allen bekannten Mehrstufen-Turbokompressoren mit Gebläserädern des Zentrifugaltypes sinkt der Wirkungsgrad und die bekannten Mittel zur Verbesserung desselben haben zu komplizierten Konstruktionen od zur Vergrösserung der Anzahl Stufen geführt. Die Erfindung stellt sich zur Aufgabe einen Mehrstufen-Turbokompressor zu schaffen, die Nachteile, die den bekannten Kompressoren anhaften, beseitigt, und wobei alle oder die meisten Gebläseräder im optimalen Bereich arbeiten.

Die Erfindung löst diese Aufgabe mit einem Mehrstufen-Turbokompressor mit einem Gehäuse mit einer Ansaugseite und einer Auslasseite sowie einer das Gehäuse durchsetzenden Welle, die mit einer Vielzahl von Gebläserädern versehen ist, der sich dadurch auszeichnet, dass mindestens einige dieser Ge-bläseräder Diagonal-Strömungsräder sind, deren Austritts-Strömungswinkel kleiner als 90° ist, wobei die Gebläseräder in hintereinander angeordneten Gruppen unterteilt sind, die je mindestens ein Gebläserad umfassen, und wobei der Austritts-Strömungswinkel eines Gebläserades irgend einer der Ansaugseite näher gelegenen Gruppe kleiner ist als der Austritts-Strömungswinkel eines Gebläserades, einer Gruppe die weiter von der Ansaugseite entfernt ist, so dass die spezifische Geschwindigkeit jedes Gebläserades einen optimalen Wert bekommt.

In der Zeichnung ist ein Auf ührungsbeispiel des Erfindungsgegenstandes dargestellt und nachfolgend beschrieben.

Figur 1 zeigt einen Mitten-Längsschnitt eines mehrstufigen Turbokompressors ;

Figur 2 einen Mitten-Längsschnitt des Rotors des Kompressors nach Figur 1 in grösserem Masstab und

Figur 3 ein Diagramm, das zur Erläuterung der Gasströmung in einem Gebläserad dient.

Der in Figur 1 dargestellte mehrstufige Turbokompressor hat ein Gehäuse 1 mit einer Ansaugseite und einer Auslasseite, einer Welle 2 und Lager 3, die Teil des Gehäuses ausmachen, in denen die Welle drehbar gelagert ist. Auf der Welle 2 ist eine Vielzahl von Gebläserädern 4 hintereinander angeordnet und fest mit der Welle verbunden. Die Strömungswege zwischen den aufeinanderfolgenden Stufen sind mit 7 angedeutet. Diese Strömungswege sind von den Leitelementen 5 und 6 gebildet, welche einen Verbindungsweg zwischen dem Austritt einer vorhergehenden Stufe zur nächstfolgenden Stufe bilden.

Das zu komprimierende Gas wird durch die Ansaugöffnung 11 des Gehäuses angesaugt und das komprimierte Gas wird durch die Auslassöffnung 12 ausgeblasen. Ein Ende der Welle 2 ist mittels einer Kupplung 8 mit der Abtriebseite eines Getriebes 9 verbunden, das die Tourenzahl der Antriebsmaschine 10 heraufsetzt. Diese Maschine kann ein Verbrennungsmotor, ein Elektromotor oder eine Turbine sein.

Ist die Tourenzahl der Antriebsmaschine genügend hoch, kann das Getriebe 9 weggelassen werden und die Antriebsmaschine kann direkt mit der Welle 2 verbunden sein.

Der generelle Aufbau des vielstufigen Turbokompressors entspricht dem üblichen Aufbau einer solchen Maschine. Die Gestalt der Gebläseräder unterscheidet sich prinzipiell von bekannten Rädern dieser Art und darin liegt das Wesen der Erfindung. Wie bereits angedeutet und wie nachfolgend ausführlich beschrieben, sind die meisten dieser Gebläseräder vom Diago-nal-Strömungstyp, der auch als «Gemischt-Strömungstyp» bezeichnet wird. Bei einem Gebläserad mit Diagonalströmung tritt das zu komprimierende Gas achsial ein und wird diagonal oder geneigt zur Achsialrichtung herausgeschleudert.

In Figur 3 ist 33 eine Meridian-Schnittfläche im Strömungsweg eines Gebläserades, der von der Einströmfläche 31 zur Austrittsfläche 32 reicht. Das Gebläserad rotiert um die Achse Z in Richtung des Pfeiles A. Bei einer Stromlinie 34 setzt sich 5 die Austrittsgeschwindigkeit C nicht nur aus einer radialen Komponente CR und einer tangentialen Komponente Ca zusammen, wie bei einem Zentrifugal-Gebläserad, sondern hat auch noch eine achsiale Komponente Cz.

Daraus folgt: wenn der Strömungswinkel a an der Aus-io trittsöffnung 32 zwischen Cm und Cz gleich Null wird, handelt es sich um ein Schaufelrad mit Achsialströmung und wenn der Winkel a gleich 90° wird, handelt es sich um ein Zentrifugal-Gebläserad. Bei einem Gebläserad mit Diagonalströmung liegt der Winkel a in der Praxis zwischen 20° bis 70°.

i5 Ein solches Gebläserad hat eine Charakterisit, die zwischen derjenigen eines Zentrifugal-Gebläserades und derjenigen eines Achsial-Gebläserades liegt und ist daher beispielsweise für mittlere Geschwindigkeiten brauchbar. Je kleiner der Austrittswinkel a ist, umso grösser ist die spezifische Geschwindigkeit Ns 20 und umso höher ist der Wirkungsgrad. Demzufolge ist die optimale spezifische Geschwindigkeit Ns eines solchen Gebläsera-des grösser, als mit einem Zentrifugal-Gebläserad gleichen Durchmessers erreichbar ist.

Wie aus der Formel (1) hervorgeht, nimmt das geförderte 25 Volumen Q proportional zum Quadrat der spezifischen Geschwindigkeit Ns zu. Demzufolge gestattet ein Diagonalströ-mungsgebläserad mit hoher optimaler spezifischer Geschwindigkeit Ns mehr zu fördern, als ein Zentrifugal-Gebläserad mit demselben Durchmesser, da die Fördermenge proportional dem 30 Quadrat der optimalen spezifischen Geschwindigkeit Ns zunimmt.

Eine derartige Charakteristik des Gebläserades erlaubt daher einen mehrstufigen Turbokompressor zu bauen, bei dem sämtliche Gebläseräder denselben Durchmesser aber unter-35 schiedliche Ausaugmengen haben und mit optimaler spezifischer Geschwindigkeit arbeiten.

Der in Figur 1 dargestellte Mehrstufen-Turbokompressor hat eine Vielzahl von Gebläserädern 4 mit gleichem Durchmesser D, wie dies Figur 2 zeigt. Sie sind in drei Gruppen I, II und 40 III unterteilt, die je zwei Gebläseräder haben. Wichtig ist dabei, dass die Gebläseräder einen Austritts-Strömungswinkel a haben, der an der Eintrittseite am kleinsten ist und zur Austrittseite hin immer grösser ist. Der Winkel at ist bei der Gruppe I am kleinsten, bei Gruppe II ist an grösser und bei Gruppe III ist 45 am am grössten. Der Winkel aln ist so gross, dass die Gebläseräder der Stufe III Zentrifugalgebläseräder sind. Es güt also:

ai «u < am

(2)

50 Die optimale spezifische Geschwindigkeit Ns entsprechend der Gebläseradcharakteristik verringert sich daher von Gruppe zu Gruppe in der Reihenfolge I, II und III.

Bei gleichem Austritts-Strömungswinkel a kann die spezifische Geschwindigkeit Ns bis zu einem gewissen Grad durch 55 eine Änderung der Schaufelbreite beeinflusst werden. Im dargestellten Beispiel ist der Austrittsänderungswinkel a pro Gruppe gleich, die Schaufelbreite W aber unterschiedlich, um so die spezifische Geschwindigkeit Ns zu beeinflussen. Die Schaufelbreite Wj der Gebläseräder 41 ist breiter, als diejenige W2 des 60 nachfolgenden Rades 41 der Gruppe I. Dasselbe gilt für die Gebläseräder der Gruppen II und III.

Sollte die Änderung der Schaufelbreite bewirken, dass dadurch das Gebläserad nicht mehr im optimalen Bereich der spezifischen Geschwindigkeit arbeitet, kann der Austrittswinkel 65 natürlich auch von Gebläserad zu Gebläserad geändert werden, damit jedes Rad einen maximalen Wirkungsgrad bekommt.

Bei einem Kompressor mit einem Verdichtungsverhältnis 20 wählt man die Winkel aI; an, am der Gruppen I, II und III

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vorzugsweise ax = 30° und an = 60° und ain = 90°, wobei statt wie im dargestellten Beispiel die Gebläseräder in drei sich ein Optimalwert für die spezifische Geschwindigkeit Ns er- Gruppen I, II, III zu unterteilen, sind natürlich auch Anordnun-

zielen lässt. gen mit nur zwei Gruppen II und HI oder auch mehr als drei

Beim Betrieb eines solchen Mehrstufen-Turbokompressors Gruppen möglich. Es ist auch möglich nur ein Gebläserad pro tritt das gasförmige Fluidum a durch den Einlass 11 ein und 5 Gruppe zu verwenden.

gelangt zur Gebläseradgruppe I, wo es verdichtet wird und sein Beim oben beschriebenen Mehrstufen-Turbokompressor

Druck ansteigt. sind eine Vielzahl Gebläseräder 4 auf der Welle 2 angeordnet.

Das verdichtete Fluidum gelangt durch den Kanal 7, der von Sämtliche Gebläseräder 4 haben den gleichen Aussendurchmes-

den Leitelementen 5,6 gebildet ist, zur nächsten Stufe, wo der ser. Sie sind daher auch den gleichen Zentrifugalkräften ausge-

Druck weiter ansteigt und schliesslich auf gleiche Weise zur 10setzt und dies hat den Vorteil, dass das Material besser ausge-

Gebläseradgruppe IH der letzten Stufe, wo es durch den Auslass nützt werden kann. Zudem werden weniger Gebläseräder zum

12 ausgeblasen wird. Der Wirkungsgrad ist dabei hoch, da sämt- Erreichen eines bestimmten Druckes benötigt.

liehe Gebläseräder 4 im Bereich der optimalen spezifischen Ge- Der Aussendurchmesser D der Gebläseräder 4 nach Figur 2

schwindigkeitNs arbeiten. kann so gewählt werden, dass er dem Aussendurchmesser des

15 letzten Rades eines konventionellen mehrstufigen Turbokom-Da bekanntlich die Temperatur bei der Kompression eines pressors entspricht, der ausschliesslich mit Zentrifugal-Gebläsegasförmigen Fluidums ansteigt, kann es in gewissen Fällen von rädern arbeitet. Ein üblicher Mehrstufen-Kompressor mit Zen-Vorteil sein, in einer mittleren Stufe ein Kühlsystem einzubau- trifugal-Gebläserädern hat bekanntlich Gebläseräder, deren en, um so den Verdichtungsvorgang nahezu isothermisch ver- Durchmesser an der Ansaugseite am grössten ist und progressiv laufen zu lassen und den Wirkungsgrad zu verbessern. 20 zur Auslasseite hin abnimmt.

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1 Blatt Zeichnungen

Claims

638 018 PATENTANSPRÜCHE

1. Mehrstufiger Turbokompressor mit einem Gehäuse mit einer Ansaugseite und einer Auslassseite sowie einer das Gehäuse durchsetzenden Welle, die mit einer Vielzahl von Gebläserädern versehen ist, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens einige dieser Gebläseräder (4) Diagonal-Strömungsräder sind, deren Austritts-Strömungswinkel (a) kleiner als 90° ist, wobei die Gebläseräder in hintereinander Eingeordneten Gruppen (I, II, III) unterteilt sind, die je mindestens ein Gebläserad umfassen, und wobei der Austritts-Strömungswinkel (a) eines Gebläserades irgend einer der Ansaugseite näher gelegenen Gruppe kleiner ist als der Austritts-Strömungswinkel (a) eines Gebläserades einer Gruppe, die weiter von der Ansaugseite entfernt ist, sodass die spezifische Geschwindigkeit jedes Gebläserades einen optimalen Wert bekommt.

2. Mehrstufiger Turbokompressor nach Anspruch 1,

dadurch gekennzeichnet, dass die Gebläseräder (4) denselben Aussendurchmesser aufweisen.

3. Mehrstufiger Turbokompressor nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass jede Gruppe (I, II, HI) mehrere Gebläseräder (4) umfasst, die jeweils denselben Austritts-Strömungswinkel (a) aufweisen.

4. Mehrstufiger Turbokompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Gebläseräder (4) Schaufeln haben, deren Breite (Wb W2 ...) von Rad zu Rad unterschiedlich ist, um auf diese Weise zusammen mit den unterschiedlichen Austritts-Strömungswinkeln (a) jedem Gebläserad eine optimale spezifische Geschwindigkeit zu geben.

5. Mehrstufiger Turbokompressor nach einem der Ansprüche 1,2 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Austritts-Strömungswinkel (a) der Diagonal-Strömungsräder (4) einen Wert aufweist, der zwischen 20°—70° liegt.