Einrichtung zur Stabilisierung der Charakteristik von Kreiselradarbeitsmaschinen Die Erfindung betrifft eine Einrichtung zur Sta bilisierung der Charakteristik (VH-Kennfinie) von Kreiselradarbeitsmaschinen mit in einem Strömungs kanal angeordneten Laufrad, insbesondere von Axialpumpen und -ventilatoren.
Bei solchen Maschinen wird bei optimalem Be trieb das Laufrad erfahrungsgemäss meist gleichför mig beaufschlagt, d. h. die Zuströmgeschwindigkeit des Betriebsmediums ist über den ganzen Quer schnittsbereich des Laufrades hinweg zumindest un gefähr gleich. Dagegen ändert sich bei Teillastbetrieb die Zuströmgeschwindigkeit des Betriebsmediums über den Querschnittsbereich des Laufrades hinweg mehr oder weniger stark.
Dies ist zum einen darauf zurückzuführen, dass bei Teillast, also bei geänderter Zuordnung zwischen Strömungsvolumen und Förder- höhe, die einzelnen Partien der Laufradschaufeln mit zunehmendem Abstand von der Nabe eine zuneh mende Erhöhung des Energieinhaltes (Druck + kine tische Energie) des Betriebsmediums bewirken, wo durch sich hinter dem Laufrad eine Strömung aus gebildet, die mit zunehmendem Abstand von der Nabe stärker drallbehaftet ist, aber kleinere axiale Geschwindigkeiten aufweist.
Zum anderen ist die ungleiche Verteilung der Zuströmgeschwindigkeit des Betriebsmediums über den Querschnittsbereich des Laufrades hinweg darauf zurückzuführen, dass sich bei Teillastbetrieb bekanntlich hauptsächlich im Randbereich des Laufrades die sogenannten rotieren den Stauzonen ( rotating stall ) ausbilden, in denen die Durchströmgeschwindigkeit ungefähr gleich null ist und die mit einer Geschwindigkeit rotieren, die etwas kleiner ist als die Drehgeschwindigkeit des Laufrades.
Vorstehend genannte Erscheinungen, nämlich die mit wachsendem Abstand von der Nabe zunehmende Abbremsung der axialen Geschwindigkeit der Strö mung hinter dem Laufrad und die Ausbildung der rotierenden Stauzonen im Aussenbereich des Lauf rades, verursachen darüber hinaus die Entstehung eines Ringwirbels an der Wand des Strömungskanals vor dem Laufrad.
Dieser Ringwirbel, der sich, wie durch eingehende Beobachtungen festgestellt wurde, sowohl in Form eines geschlossenen Ringes wie auch in Form eines oder mehrerer über den Umfang ver teilter Ringsegmente ausbilden kann, hat die Eigen schaft, dass er mit ungefähr derselben Geschwindig keit wie die sogenannten Stauzonen in Umfangs richtung sowohl als auch etwa senkrecht dazu in sich selbst rotiert.
Als Folge der vorstehend genannten Erscheinun gen ergibt sich eine Stauung des Betriebsmediums in einem Teil des Durchflussquerschnitts des Laufrades. Dies hat eine mehr oder weniger starke Veränderung der Förderhöhe der Strömungsmaschine zur Folge und ist die Ursache für die Instabilität der Charakte ristik (VH-Kennlinie) dieser Maschine im Bereich einer gewissen Zone im Teillastgebiet. Diese soge nannte instabile Zone , in der die Förderhöhe so wohl kleiner ist als im Punkt besten Wirkungsgrades als auch bei der Fördermenge V = 0, ist aus der Kennlinie, auch Drosselkurve genannt, zu ersehen (vergleiche Fig. 1,
wo der stabile Teil der Keimlinie strichpunktiert und mit a bezeichnet, die instabile Zone der Kennlinie schraffiert und mit b bezeichnet, dargestellt ist).
Zwecks Vermeidung der durch die Instabilität der Charakteristik der Kreiselradarbeitsmaschinen sich ergebenden Nachteile sind schon verschiedene Vorschläge gemacht worden. So hat man schon ver sucht, diese Instabilität dadurch zu beheben, dass bei einem Axialventilator in der Anordnung Lauf- rad-Nachleitrad vor dem Laufrad ein Saugring ange ordnet wurde.
Des weiteren wurde schon bei einem Axialventilator in der Anordnung Vorleitrad-Lauf- rad vorgeschlagen, zwischen dem Laufrad und dem Vorleitrad einen koaxialen dünnen Ring, einen so genannten Aussenring, mit möglichst grossem Durch messer, nämlich mit einem etwa $/1o des äusseren Laufraddurchmessers betragenden Durchmesser, ein zubauen.
Obwohl dabei versucht wurde, durch ver schiedene Formgebung des Aussenringes zum Ziel zu kommen, konnten keine befriedigenden Ergebnisse erzielt werden. Zwar wurde eine Verbesserung der Instabilität erreicht, aber dies nur auf Kosten einer erheblichen Verschlechterung des Wirkungsgrades.
Die Erfinder sind nun zu der Erkenntnis gelangt, dass eine Stabilisierung der Charakteristik von Krei- selradarbeitsmaschinen auf eine viel wirksamere und vorteilhaftere Art durch wenigstens eine an der Wand des Strömungskanals unmittelbar vor dem Laufrad angeordnete, zumindest angenähert in der Längs richtung des Strömungskanals verlaufende, strö mungsgünstig ausgebildete, im wesentlichen radiale und mit einer bis höchstens 50 % der radialen Er streckung der Laufschaufeln betragenden radialen Erstreckung ausgebildeten Rippe erreicht wird.
Durch diese Rippe bzw. Rippen, die mit ihrer ebenen Er streckung etwa senkrecht zur Drehrichtung der ro tierenden Ringwirbel vor dem Laufrad sowie der rotierenden Stauzonen im Laufrad stehen können, werden die rotierenden Stauzonen nämlich viel wir kungsvoller abgebaut bzw.
schon an ihrem Entstehen gehindert, als dies durch einen Ring möglich ist, des sen Profil in Schnittebenen senkrecht zur Drehrich tung der Ringwirbel und Stauzonen relativ gering ist und dessen ebene Erstreckung in. allen Punkten sehr genau mit der Drehrichtung übereinstimmt, dem Um laufen dieser Störzonen also lediglich mit der Rei bungswirkung zwischen Störzonen und Ring entge genwirkt.
Da sich die rotierenden Stauzonen entsprechend den jeweiligen Verhältnissen mehr oder weniger stark über die axiale Erstreckung der Laufschaufeln hinaus bis vor das Laufrad erstrecken und sich dement sprechend auch die Ringwirbel in einem mehr oder weniger grossen Abstand vom Laufrad vor diesem ausbilden, sollte der axiale Abstand zwischen der Austrittskante der Rippe und der Eintrittskante der Laufschaufeln möglichst klein gewählt, auf jeden Fall aber so klein gehalten werden,
dass zumindest der austrittsseitige Teil der Rippe in die rotierende Stau zone hineinragt. Die Länge der Rippe in axialer Richtung sollte dabei möglichst klein gehalten wer den, jedoch zweckmässig mindestens so gross, dass ihre Eintrittskante den rotierenden Ringwirbel min destens zum Teil erfasst. Die Lage und Form der Eintritts- und Austrittskante der Rippe wird zweck mässig ebenfalls den jeweiligen Verhältnissen, d. h. den an das Betriebsverhalten der Maschine gestellten Anforderungen angepasst.
Daraus ergibt sich, dass es unter Umständen genügt, wenn die eine oder auch mehrere, vorzugsweise bis zu zwölf, auf den Umfang des Strömungskanals verteilt angeordneten Rippen sowohl in bezug auf ihre Längserstreckung als auch in bezug auf ihre radiale Erstreckung in sich gerade ausgebildet werden. Beispielsweise können die Rippen mit in Ebenen senkrecht zur Längsrichtung des Strömungskanals von aussen nach innen sich stetig verjüngendem Querschnitt ausgebildet werden. Es kann sich aber auch als zweckmässig erweisen, dass die Rippen, insbesondere zur Erzeugung eines positi ven oder negativen Dralles, einfach oder doppelt gekrümmt ausgebildet werden.
Die Anwendung der erfindungsgemässen Einrich tung beschränkt sich nicht auf Axialpumpen und -ventilatoren, sie kann vielmehr in der gleichen vor teilhaften Weise auch bei Halbaxial- oder Radial pumpen, Radialventilatoren und Axialkompressoren Verwendung finden.
Die Fig.2 und 3 der beiliegenden Zeichnung stellen ein Ausführungsbeispiel des Erfindungsgegen standes dar. Es zeigen Fig. 2 in einem Längsschnitt durch einen Strö mungskanal das Laufrad einer Kreiselradarbeitsma- schine mit einer vor diesem angeordneten Rippe, Fig. 3 hierzu einen Querschnitt längs der Linie a-a.
In diesen Figuren bezeichnet 1 den Strömungskanal, 2 die Schaufeln und 3 die Nabe des im Strömungs kanal angeordneten Laufrades einer Kreiselradar- beitsmaschine, beispielsweise einer Axialpumpe, das in Richtung des Pfeiles angeströmt wird.
Mit Bezug auf die Anströmung des Laufrades ist unmittelbar vor demselben an der Wand des Strömungskanals die in bezug auf die Strömungsrichtung flügelprofil- artig ausgebildete Rippe 4 angeordnet, deren Aus trittskante 5 der Eintrittskante 2a der Laufschaufeln 2 angepasst und deren Eintrittskante 6 hier als eine unter einem Winkel von etwa 45 gegen die Strö mungsrichtung geneigte Gerade ausgebildet ist.
Wie aus Fig.2 zu ersehen ist, ist der axiale Abstand zwischen der Eintrittskante 2a der Laufschaufeln 2 und der Austrittskante 5 der Rippe 4 so bemessen, dass das austrittsseitige Ende der Rippe 4 sowohl den mit strichpunktierter Begrenzung und schraffiert angedeuteten rotierenden Ringwirbel 7 vor dem Lauf rad als auch die mit gestrichelter Begrenzung und schraffiert angedeutete und sich über die axiale Länge der Laufschaufeln 2 hinaus erstreckende rotierende Stauzone 8 erfasst.
Wie aus dem Schnitt gemäss Fig. 3 zu ersehen ist, ist die Rippe 4 mit in ihrer genau ra dialen Richtung von aussen nach innen sich stetig verjüngendem schwach kegelförmigem Profil ausge bildet und sowohl in Richtung ihrer genau mit der Achse des Strömungskanals parallel verlaufenden Längsrichtung als auch in Richtung ihrer Radial erstreckung in sich gerade.
Ihre radiale Erstreckung ist reit weniger als 0,5 der radialen Erstreckung der Laufschaufeln bemessen. Erforderlichenfalls kann zur Abschirmung der gesunden Strömung gegen das Na bentotgebiet hinter dem Laufrad zusätzlich ein an sich bekannter Nabenring mit einem Durchmesser, der in Abhängigkeit vom jeweiligen Nabenverhältnis etwa 10 bis<B>30%</B> grösser als der Nabendurchmesser ist, und einer axialen Länge von etwa 0,1 des Lauf radaussendurchmessers angeordnet sein,
der in den Fig. 2 und 3 als zylindrischer Ring 9 strichpunktiert eingezeichnet ist, aber auch, im Längsschnitt gesehen, etwa konisch oder kreisbogenförmig oder ähnlich aus gebildet sein kann.
Betreffend Änderungen wird auf die weiter oben gemachten Ausführungen verwiesen.
Device for stabilizing the characteristics of centrifugal machines The invention relates to a device for stabilizing the characteristics (VH-Kennfinie) of centrifugal machines with an impeller arranged in a flow channel, in particular of axial pumps and fans.
In such machines, experience has shown that the impeller is usually acted upon evenly when the operation is optimal. H. the inflow speed of the operating medium is at least roughly the same over the entire cross-sectional area of the impeller. In contrast, during partial load operation, the inflow speed of the operating medium changes to a greater or lesser extent over the cross-sectional area of the impeller.
On the one hand, this is due to the fact that at partial load, i.e. with a changed assignment between flow volume and delivery head, the individual parts of the impeller blades cause an increasing increase in the energy content (pressure + kinetic energy) of the operating medium with increasing distance from the hub, where a flow is formed behind the impeller, which is more swirled with increasing distance from the hub, but has lower axial speeds.
On the other hand, the uneven distribution of the inflow speed of the operating medium over the cross-sectional area of the impeller is due to the fact that during partial load operation, as is known, mainly in the edge area of the impeller the so-called rotating stalls form, in which the flow speed is approximately zero and the rotate at a speed slightly less than the speed of rotation of the impeller.
The above-mentioned phenomena, namely the increasing deceleration of the axial speed of the flow behind the impeller with increasing distance from the hub and the formation of the rotating congestion zones in the outer area of the impeller, also cause the formation of an annular vortex on the wall of the flow channel in front of the impeller .
This ring vortex, which, as has been determined by detailed observations, can develop in the form of a closed ring as well as in the form of one or more ring segments distributed over the circumference, has the property that it operates at approximately the same speed as the so-called Stowage zones in the circumferential direction as well as rotated approximately perpendicular to it in itself.
As a result of the phenomena mentioned above, there is a backlog of the operating medium in part of the flow cross section of the impeller. This results in a more or less strong change in the delivery head of the turbomachine and is the cause of the instability of the characteristics (VH characteristic) of this machine in the area of a certain zone in the partial load area. This so-called unstable zone, in which the delivery head is so probably smaller than in the point of best efficiency as well as with the delivery rate V = 0, can be seen from the characteristic curve, also known as the throttle curve (see Fig. 1,
where the stable part of the germinal line is shown with dash-dotted lines and marked with a, the unstable zone of the characteristic curve hatched and marked with b).
Various proposals have already been made in order to avoid the disadvantages resulting from the instability of the characteristics of the gyro-driven machines. Attempts have already been made to remedy this instability by placing a suction ring in front of the impeller in the impeller / guide vane arrangement of an axial fan.
Furthermore, it has already been proposed for an axial fan with the inlet guide impeller-impeller arrangement, between the impeller and the inlet guide impeller, a coaxial thin ring, a so-called outer ring, with the largest possible diameter, namely with a diameter of about 1/10 of the outer impeller diameter Diameter to build in.
Although attempts were made to achieve the goal by different shaping of the outer ring, no satisfactory results could be achieved. An improvement in instability was achieved, but only at the cost of a considerable deterioration in efficiency.
The inventors have now come to the realization that a stabilization of the characteristics of centrifugal machines in a much more effective and advantageous way by at least one arranged on the wall of the flow channel immediately in front of the impeller and running at least approximately in the longitudinal direction of the flow channel flows Favorably designed, essentially radial and with a maximum of 50% of the radial extension of the rotor blades amounting to radial extension rib is achieved.
Through this rib or ribs, which with their flat extension can be approximately perpendicular to the direction of rotation of the rotating ring vortices in front of the impeller and the rotating stagnation zones in the impeller, the rotating stagnation zones are effectively reduced or reduced.
already prevented from developing when this is possible by a ring whose profile in cutting planes perpendicular to the direction of rotation direction of the ring vortices and congestion zones is relatively low and whose plane extension in all points corresponds very precisely to the direction of rotation, the order of these interference zones run so only counteracted with the friction between the interference zones and the ring.
Since the rotating stagnation zones, depending on the respective conditions, extend more or less over the axial extent of the rotor blades to in front of the impeller and accordingly the ring vortices also form at a greater or lesser distance from the impeller in front of it, the axial distance between the trailing edge of the rib and the leading edge of the rotor blades are chosen to be as small as possible, but in any case kept as small as possible
that at least the exit-side part of the rib protrudes into the rotating stowage zone. The length of the rib in the axial direction should be kept as small as possible, but expediently at least so large that its leading edge at least partially covers the rotating ring vortex. The position and shape of the leading and trailing edge of the rib is also expediently adapted to the respective conditions, d. H. adapted to the requirements placed on the operating behavior of the machine.
This means that it may be sufficient if the one or more, preferably up to twelve, ribs distributed over the circumference of the flow channel are designed to be straight, both in terms of their longitudinal extent and in relation to their radial extent. For example, the ribs can be designed with a cross-section that tapers continuously from the outside to the inside in planes perpendicular to the longitudinal direction of the flow channel. It can, however, also prove to be expedient for the ribs to be designed with a single or double curve, in particular for generating a positive or negative twist.
The application of the inventive Einrich device is not limited to axial pumps and fans, rather it can be used in the same advantageous manner for semi-axial or radial pumps, radial fans and axial compressors.
FIGS. 2 and 3 of the accompanying drawings show an embodiment of the subject matter of the invention. FIG. 2 shows, in a longitudinal section through a flow duct, the impeller of a rotary wheel work machine with a rib arranged in front of it, FIG. 3 shows a cross section along the line Line aa.
In these figures, 1 denotes the flow channel, 2 the blades and 3 the hub of the impeller of a centrifugal radar working machine, for example an axial pump, which is arranged in the flow channel and which is flown against in the direction of the arrow.
With regard to the flow towards the impeller, immediately in front of it on the wall of the flow channel, the rib 4, which is designed in the manner of a wing profile with respect to the flow direction, is arranged, the exit edge 5 of which is adapted to the entry edge 2a of the rotor blades 2 and the entry edge 6 here as one under one Angle of about 45 against the flow direction inclined straight line is formed.
As can be seen from Figure 2, the axial distance between the leading edge 2a of the blades 2 and the trailing edge 5 of the rib 4 is dimensioned so that the exit end of the rib 4 both the with dash-dotted border and hatched rotating vortex 7 in front of the The impeller as well as the rotating stagnation zone 8, indicated by a dashed boundary and hatched and extending beyond the axial length of the rotor blades 2, are recorded.
As can be seen from the section according to FIG. 3, the rib 4 is formed with in its exactly ra-media direction from the outside inward steadily tapering slightly conical profile and both in the direction of its exactly parallel to the axis of the flow channel longitudinal direction as also straight in the direction of their radial extent.
Their radial extension is dimensioned to be less than 0.5 of the radial extension of the rotor blades. If necessary, a known hub ring with a diameter that, depending on the respective hub ratio, is about 10 to 30% larger than the hub diameter, and a hub ring, can be used to shield the healthy flow from the dead zone behind the impeller axial length of about 0.1 of the outer wheel diameter,
which is shown in phantom as a cylindrical ring 9 in Figs. 2 and 3, but also, seen in longitudinal section, can be formed approximately conical or arcuate or similar.
With regard to changes, reference is made to the statements made above.