Mehrstufiger Axialverdichter. Die Erfindung bezieht sieh auf einen mehrstufigen Axialverdichter, dessen Lauf schaufeln schon bei ihrem Fuss einen Abstand besitzen, der mindestens den 1,25fachen 3Vert der Schaufelsehne an dieser Stelle aufweist.
An Axialverdichtern der genannten Gat tung wurde die zunächst unerklärliche Fest stellung- gemacht, class Leitschaufeln zu Bruch gingen, während die scheinbar ungleich viel höher belasteten Laufseha.ufeln anstandslos durchhielten. Man konnte feststellen, dass es sieh durchwegs um Dauerbrüche infolge von Sehaufelsehwingungen handelt.
Die Ursache dieser Schwingungen liess sieh aber nur schwer ermitteln, weil die sonst. viel stärker der An regung von Schwingungen ausgesetzten Lauf schaufeln nicht im mindesten eine Neigung zum Schwingen zeigten. Besonders bemerkens wert war, dass es sich um Schwingungen hö herer Ordnung, um Torsionsschwingungen der Schaufeln und uni gekoppelte Schwingsingen. sehr verwickelter Art handelte, während man umgekehrt im Turbinenbau Sehwinb Ingen so verwickelter Art und in dem grossen Mass kaum beobachten konnte.
- Eine Abklärung dieser rätselhaften Erscheinung ergab die Überlegung, dass die bei Axialverdichtern in neuerer Zeit gegenüber dem früheren Ver dichter- und Turbinenbau wesentlich ver grösserte Teilung der Laufsehaiüeln in star kem 31.a13 beeinflussend für die Schwingungs erscheinungen sein könnten. Jede Seliaufe- lung ist unvermeidlicherweise stets mit. mehr oder weniger grossen Heratellungsungenalig- keiten behaftet. Die Profile ein und desselben Radkranzes weisen - innerhalb der normalen Toleranz - Abweichungen voneinander auf.
Auch in der Einstellung der Profile sind eben falls innerhalb der Toleranzen Unterschiede unvermeidlich. Besitzt nun eine Schaufelung eine enge Teilung, wie zum Beispiel bei Tur binen, oder bei den bis vor kurzem üblichen Axialverdiehtern, werden schon diese gering fügigen Unterschiede der einzelnen Schaufeln genügen, um die Gleichmässigkeit so zu stören, dass periodische Schwingungen nicht mehr an geregt werden können. Diese ganz geringen, berstellungsteehnisch nicht mehr vermeid baren Ungenauigkeiten, genügen aber nicht mehr zu einer genügenden Störung der Gleich mässigkeit, wenn die Laufschaufeln wie bei den neueren Bauausführungen eine grössere Teilung aufweisen.
Hinsichtlich dieser grö sseren Teilung fallen die nicht vergrösserten Herstellungsungenauigkeiten nicht mehr ge nügend in Betracht, um die Periodizität von Beeinflussungen so weit zu stören, dass keine Schwing Ingen mehr angeregt werden können.
Weitere, genaue Untersuchungen der Schwingungsbilder der Schaufeln in einzelnen Kränzen von Verdichtern der eingangs be schriebenen Gattung im Zusammenhang mit Untersuchungen der Strömungsverhältnisse führten zum Ergebnis, dass für die Schwin gungen der Leitschaufeln hauptsächlich die Strömungsstörungen hinter den Laufschau fein des vorangehenden Kranzes verantwort lich zu machen sind. Im abströmenden lIe- dium entstehen hinter Laufschaufeln Wirbel und damit auch Veränderungen im Druck, welche bis in den anschliessenden Leitsehaufel- kranz reichen.
Diese Störungen in den Strö- mtingen rotieren natürlich mit der gleichen Drehzahl wie der Laufschaufelkranz selber und können so bei genügender Gleichmässig- keit die Leitschaufeln zum Schwingen brin gen.
Zur Vermeidung der bei Axialverdiehtern der eingangs beschriebenen Gattung beobach teten Bruchgefahr der Leitschaufeln wird des halb gemäss der Erfindung vorgeschlagen, dass zur Vermeidung von mechanischen Sehwin- gungen in den Leitschaufeln in den Schaufeln des vorangehenden Laufkranzes mindestens an einer Stelle eine Ungleichmässigkeit vor handen ist. Erst dadurch, dass man in den Schaufeln eines Laufkranzes eine Ungleich mässigkeit vorsah, konnten die Schwingungen im nachfolgenden Leitkranz verhindert wer den.
Die Ungleichmässigkeit lässt in der Be einflussung des Leitsehaufelkranzes eine Dis sonanz entstehen, welche das Aufschaukeln harmonischer Schwingungen verhindert.
Es ist allerdings bekannt, bei radialen För dermaschinen - z. B. bei Zentrifugalpumpen oder bei Radialgebläsen - und bei Drehkol- benmasehinen die Schaufeln mit. unregelmässi ger Teilung anzuordnen. Es wurde durch diese Vorkehrung die Verhütung von Lärm angestrebt. Bei Drehkolbenmaschinen sollte ausserdem noch eine Verbesserung der Lauf eigenschaft der Schaufeln im Gehäuse, insbe sondere ein Aussehlagen der Leitfläche im Gehäuseinnenraum erzielt werden.
Das für Axialkompressoren der eingangs geschilderten Gattung entstehende Problem konnte aber bei allen diesen Maschinen überhaupt nicht auf treten und veranlasste deshalb auch nicht. eine Abklärung und die Suche nach einer Ab hilfe.
Die Erfindung ist nachstehend an Hand von Ausführungsbeispielen der Zeichnung näher erläutert. Fig.l zeigt einen schema tischen Längsschnitt durch einen Axialver- dichter. Fig.2 bis 5 veranschaulichen abge wickelte Zylinderschnitte durch Teile von Laufsehaufelun"en und nachgeschalteten Leit- schaufelungen. @Fig. 2 bezieht sieh dabei auf eine bisher üblielie Ausführung. Fig. 3 stellt die Sehaufelung eines <RTI
ID="0002.0038"> AiLSfülirungsbeispiels des Erfindungsgegenstandes dar, bei dein eine ungleichmässige Teilung in der Laufsehaufe- lung vorhanden ist, Fig. 4 eines andern Aus führungsbeispiels, bei dem die Stellung der Schaufeln im Laufkranz umgleichmässig ist und endlich Fig. 5 eines Ausführungsbeispiels, bei dem ungleichmässige Seliaufelprofile ver wendet sind.
In allen Fig. \? bis 5 ist. mit 1 ein Lauf schaufelkranz und mit \' der nachfolgende Leitschaufelkranz bezeichnet. Der Laufsehau- felkranz wird im Sinne des Pfeils 3 relativ zum nachfolgenden Leitsehaufelkranz bewegt. Der mittlere Wert der Teilung des Laufschau felkranzes besitzt schon beim Schaufelfuss min destens den 1,25faehen Wert der Schaufel sehne an dieser Stelle. Hinter den einzelnen Laufschaufeln entstehen Strömungsstörungen, welche durch die Linie -1 angedeutet. sind.
Man sieht., dass diese Strömungsstörungen sieh bis in die Schaufelun- des naeligesehalteten Leitkranzes weiter fortpflanzen. Sie beein flussen hier die einzelnen Leitschaufeln. Die Störungen werden mit. der gleichen Geschwin digkeit wie die Schaufeln des Laufkranzes relativ zu den Schaufeln des Leitkranzes be wegt..
Werden die Störungen wie bei den be kannten Verdichtern mit gleichmässiger Lauf- sehaufelteilitng nach Abbildung 2 in gleich mässigem Abstand voneinander an der Leit- schaufelung vorübergeführt, so erzeugen sie eine periodische Beeinflussung derselben.
Die kleinen, nicht zu verhindernden Herstellungs ungenauigkeiten vermögen die Gleichmässig keit der Beeinflussung bei der grossen Teilung der Laufsehaufelung nicht. mehr in genügen dem Mass zu stören, um ein Anfachen und Aufschaukeln von Schwingungen in der Leit- seliaufelung zu verhindern.
Wird der Abstand 72 einzelner Lauf schaufeln wie in Abbildung 3 gezeigt, anders gewählt als der Abstand anderer Schaufeln <B>771.</B> und T3, so sind die Schaufeln und die durch sie nachgezogenen Strömungsstärungen in genügendem Mass ungleichmässig, um ein Anregen von Schwingungen im nachfolgenden Leitschaufelkranz zu verhüten.
Gemäss Fig. 4 kann auch die Stellung ein zelner Schaufeln gegenüber den andern un- rleieliniä13ig sein. Die Schaufel 5 besitzt bei spielsweise einen geringeren Anstellwinkel ge genüber einer zur Drehachse normalen Ebene als die Schaufeln 6 und 7. Auch hierdurch wird die Gleichmässigkeit der hinter den Schaufeln nachfolgenden Strömungsstörungen 4 in genügendem Mass gestört.
Schliesslich kann, wie beim Ausführungs beispiel nach Fig.5 gezeigt., eine Schaufel 8 ein anderes Profil aufweisen als andere Schaufeln 9 und 10 des gleichen Kranzes. Auch hierdurch wird die Gleichmässigkeit der hinter den Schaufeln abströmenden Störungen gestört. und dadurch das Anfachen und das Aufschaukeln von SchwingLingen verhindert.
Multi-stage axial compressor. The invention relates to a multistage axial compressor, the running blades of which already have a distance at their foot which is at least 1.25 times the 3V of the blade chord at this point.
On axial compressors of the type mentioned, the initially inexplicable finding was made that the guide vanes broke, while the apparently much more heavily loaded running shocks held out without problems. It could be determined that it is all about fatigue fractures as a result of saw blade vibrations.
However, it was difficult to determine the cause of these vibrations because the blades, which are otherwise much more exposed to the excitation of vibrations, did not show in the least a tendency to vibrate. It was particularly noteworthy that the vibrations were of a higher order, torsional vibrations of the blades and uni-coupled vibratory vibrations. acted in a very complex manner, while, conversely, Sehwinb Ingen in such an intricate manner and in large measure could hardly be observed in turbine construction.
- A clarification of this puzzling phenomenon resulted in the consideration that the much larger division of the barrel shells in axial compressors compared to the earlier compressor and turbine construction could have an influence on the vibration phenomena. Every call is inevitably always with. more or less afflicted with great herbalism. The profiles of one and the same wheel rim have deviations from one another - within the normal tolerance.
Differences within the tolerances are also unavoidable in the setting of the profiles. If a blade has a narrow pitch, as is the case with turbines, for example, or with the axial thinners that were common until recently, even these slight differences in the individual blades will be enough to disturb the evenness so that periodic vibrations are no longer excited can. These very minor inaccuracies, which can no longer be avoided in terms of provision, are no longer sufficient to sufficiently disturb the evenness if the blades have a larger pitch, as in the newer designs.
With regard to this larger division, the manufacturing inaccuracies that have not been increased are no longer sufficiently taken into account in order to disturb the periodicity of influences to such an extent that no more oscillations can be excited.
Further, detailed investigations of the vibration patterns of the blades in individual rings of compressors of the type described at the beginning in connection with investigations of the flow conditions led to the result that the flow disturbances behind the running view of the preceding ring are mainly responsible for the vibrations of the guide blades . In the outflowing fluid, vortices and thus also changes in pressure occur behind the rotor blades, which extend into the adjoining vane ring.
These disturbances in the flow of course rotate at the same speed as the rotor blade ring itself and can thus cause the guide vanes to vibrate with sufficient uniformity.
In order to avoid the risk of breakage of the guide vanes observed in Axialverdiehtern of the type described above, it is proposed according to the invention that, in order to avoid mechanical visual oscillations in the guide vanes, there is an irregularity at least at one point in the vanes of the preceding rotor ring. Only by providing for an unevenness in the blades of a running ring was it possible to prevent the vibrations in the following guide ring.
The unevenness creates a dissonance in the influence of the vane ring, which prevents harmonic oscillations from building up.
It is known, however, dermaschinen in radial För - z. B. with centrifugal pumps or radial fans - and with rotary piston machines the blades too. to be arranged irregularly. The prevention of noise was sought through this precaution. In rotary piston machines, an improvement in the running properties of the blades in the housing, in particular a failure of the guide surface in the housing interior, should also be achieved.
The problem that arises for axial compressors of the type described above could not occur at all with any of these machines and therefore did not cause it. a clarification and the search for a remedy.
The invention is explained in more detail below with reference to exemplary embodiments of the drawing. Fig.l shows a schematic longitudinal section through an axial compressor. 2 to 5 illustrate unwound cylinder sections through parts of moving blades and downstream guide blades. Fig. 2 refers to a previously common design. FIG. 3 shows the blade formation of a <RTI
ID = "0002.0038"> AiLSfülirungsbeispiels of the subject matter of the invention, in which there is an uneven division in the running bucket, Fig. 4 of another exemplary embodiment, in which the position of the blades in the tread is uneven and finally Fig. 5 of an embodiment, in which uneven Seliaufelprofile are used.
In all figures \? to 5 is. with 1 a rotor blade ring and with \ 'denotes the following guide blade ring. The blade ring is moved in the direction of arrow 3 relative to the following blade ring. The mean value of the pitch of the blade rim already at the blade root has at least 1.25 times the value of the blade chord at this point. Flow disturbances arise behind the individual rotor blades, which are indicated by the line -1. are.
It can be seen that these flow disturbances continue to propagate into the blade end of the naeli-held guide ring. Here you influence the individual guide vanes. The disturbances are with. at the same speed as the blades of the running ring relative to the blades of the guide ring.
If the disturbances are carried past the guide vanes at an even distance from one another, as in the case of the known compressors with a uniform blade pitch according to Figure 2, they generate a periodic influence on the same.
The small, unavoidable manufacturing inaccuracies are not capable of influencing the uniformity of the large pitch of the blade. to disturb more to the extent necessary to prevent fanning and build-up of vibrations in the guide rail.
If the spacing 72 of individual running blades is selected differently than the spacing of other blades <B> 771. </B> and T3, as shown in Figure 3, the blades and the flow intensifications they cause are irregular enough to excite to prevent vibrations in the following guide vane ring.
According to FIG. 4, the position of individual blades with respect to the other can also be non-linear. The blade 5 has, for example, a smaller angle of attack compared to a normal plane to the axis of rotation than the blades 6 and 7. This also disrupts the evenness of the flow disturbances 4 following behind the blades to a sufficient extent.
Finally, as shown in the embodiment according to FIG. 5, a blade 8 can have a different profile than other blades 9 and 10 of the same ring. This also disturbs the evenness of the disturbances flowing off behind the blades. and thus prevents swinging rings from being fanned and rocking.