Leitvorrichtung an Agialverdichter Die Erfindung bezieht sich auf eine Leitvorrichtung an einem ein- oder mehrstufigen Axialverdichter mit einem dem Laufrad der ersten Stufe vorgeschalteten Vorleitkranz, dessen Schaufeln um radial zur Verdich- terachse angeordnete Achsen schwenkbar sind, und mit einer vor dem Laufrad der ersten Stufe konzentrisch zur Verdichterachse angeordneten, der Form des Saugmun des bzw.
des Aussengehäuses angepassten Stabilisie- rungsfläche. Bei Axialverdichtern tritt bei starker Dros selung unterhalb des normalen Betriebsbereiches, also bei kleinerer Fördermenge, eine Instabilität der Kennli nie auf.
Die Kennlinie, die dadurch gekennzeichnet ist, dass die Druckerhöhung in Funktion der Fördermenge aufgetragen wird, erhält bei vom Normalbetriebszustand abweichenden Zuständen sattelförmige Einbuchtungen, die verbunden sind mit einer mehr oder weniger heftigen Druckabnahme statt mit einer Druckzunahme. Diese Betriebszustände sind aus akustischen Gründen uner wünscht, da die im Laufrad abgerissene Strömung zu starken Schallbelästigungen führt. Gleichzeitig mit die sen Erscheinungen verbunden sind Gefährdungen der Laufschaufeln, die durch die instabile Strömung in Schwingungen versetzt werden.
Diese Erscheinungen sind bedingt durch eine starke radiale Verschiebung der Stromlinien im Laufrad nach aussen, so dass sich die ganze Strömung der Spitze des Laufrades zu verlagert. Es können bei starker Drosselung Ringwirbel am Lauf radeintritt auftreten, die die Fördermenge bis auf Null herunterdrücken können.
Ein einfaches Mittel, um diese lästigen Erscheinun gen auszuschalten, besteht in der Anordnung eines sogenannten Saugringes oder einer Stabilisierungsfläche, die vor das Laufrad in einem bestimmten Abstand vom Gehäuse gesetzt wird. Diese Stabilisierungsfläche muss so nahe wie möglich an die Eintrittskanten der Lauf schaufeln herangebracht werden. Diese Fläche hat die Eigenschaft, dass sie die Ausbildung des vorhin geschil- derten Wirbels zum Teil verhindert und in der Nähe der Schaufelspitzen des Laufrades noch eine gesunde Strö mung erzwingt.
Dies macht sich bemerkbar in einer Vergleichmässigung der Charakteristik, d. h. der Druck- Mengen-Kurve. Die sattelförmigen, tiefen Ausbuchtun gen nach unten in der Kennlinie verschwinden oder werden doch so stark gemildert, dass ein stabiler Betrieb möglich ist. Das Schallverhalten des Verdichters ist ein wesentlich anderes als ohne diese Stabilisierungsfläche und die Schwingungsbeanspruchungen der Laufschau- feln, werden gemindert.
Bei Axialverdichtern mit einem fest eingestellten Vorleitrad hat es sich als vorteilhaft erwiesen, die Stabilisierungsfläche zwischen diesem und dem nachfol genden Laufrad anzuordnen.
Eine Mengenregelung ist bei jeder Kreiselmaschine durch Drehzahlveränderungen gegeben. Es können aber auch mit einer festen Drehzahl die Mengen vorteilhaft durch ein regelbares Leitrad geregelt werden, welches vor das Laufrad der ersten Stufe gesetzt wird. Bei einer Stellung der drehbaren Leitschaufeln im Sinne der Umfangsrichtung wird die Menge verkleinert (Mittdrall). Bei Gegendrall wird die Menge vergrössert. Bei dieser Methode der Mengenregelung treten jedoch bei stärkerer Abdrosselung wieder dieselben Unannehmlichkeiten auf wie bei der Stufe ohne Stabilisator.
Um einen Verdichter in einem grössten Arbeitsbe reich betreiben zu können, ohne diese Nachteile der akustischen Belästigung und der Gefahr der Schaufel schwingungen in Kauf nehmen zu müssen, soll eine Leitvorrichtung geschaffen werden, dank welcher der Verdichter in den verschiedenen Betriebsgebieten mit annähernd stabiler Kennlinie zu arbeiten vermag. Bei lufttechnischen Anlagen ist es von grösstem Vorteil, bei stark wechselnden Fördermengen, die mit den Erforder nissen des mit Luft zu bedienenden Fabrikationsvorgan ges zusammenhängen, in jedem geforderten Betriebsbe- reich stabile Strömungsverhältnisse in der Verdichterstu- fe zu schaffen.
Die gestellte Aufgabe soll erfindungsgemäss dadurch gelöst werden, dass die schwenkbaren Schaufeln des Vorleitkranzes von der Nabe des Verdichters bis etwa zur Innenseite der Stabilisierungsfläche reichen, wobei diese die Schaufeln des Vorleitkranzes wenigstens über deren gesamte axiale Erstreckung bis unmittelbar vor das Laufrad abdeckt, so dass zwischen der Gehäuse wand und deren Stabilisierungsfläche ein von Leitschau- feln, freibleibender Ringspalt entsteht.
Es hat sich als besonders vorteilhaft herausgestellt, dem zwischen der Stabilisierungsfläche und dem Gehäu se gebildeten Ringspalt eine radiale Breite von etwa 1/8 bis 1/7 der radialen Laufschaufellänge zu geben.
Ebenso soll bei einer bevorzugten Ausführungsform der axiale Abstand zwischen den Austrittskanten der Vorleitschaufeln des Vorleitrades und den Eintrittskan ten der Laufschaufeln wenigstens das Achtfache der grössten Profildicke der Vorleitschaufeln in ganz geöff netem Zustand betragen.
Bei der genannten Breite des Ringspaltes ergeben sich die günstigsten Kennlinien im Druck-Mengen-Dia- gramm. Der weiterhin genannte Abstand gewährleistet mit den genannten Massen den akustisch ruhigsten Lauf des Verdichters.
Die Erfindung ist in der nachfolgenden Beschreibung einer in der beigefügten Zeichnung rein schematisch dargestellten Ausführungsform des Erfindungsgegenstan des näher erläutert.
Fig. 1 zeigt einen Teillängsschnitt durch eine Ver- dichterstufe,in Fig. 2 ist eine Einzelheit in vergrössertem Masstab im Schnitt nach der Linie II-II der Fig. 1 dargestellt. Der Verdichter weist in. üblicher und bekannter Weise ein Laufrad mit Schaufeln 1 sowie ein diesem nachgeschaltetes Leitrad mit Schaufeln 2 auf.
Vor dem Laufrad ist ein Vorleitrad 3 mit um Achsen 5 schwenk baren Schaufeln 4 zur Regelung der Durchsatzmenge angeordnet. Diese Leitschaufeln 4 des Vorleitrades 3 erstrecken sich von der Nabe 8 nicht bis zum Gehäuse 6 des Verdichters, sondern. lediglich bis zu einer ringförmi gen Stabilisierungsfläche 7, welche sich wenigstens über die gesamte axiale Erstreckung der Leitschaufeln 4 bis unmittelbar an die Vorderkante der Laufradschaufeln 1 ausdehnt und so die Leitschaufeln 4 nach aussen abdeckt.
Die ringförmige Stabilisierungsfläche bildet mit dem Gehäuse 6, dem sie in ihrer Form angepasst ist, einen Ringspalt 9. Dieser Ringspalt 9 hat vorzugsweise eine Breite in Radialrichtung, welche etwa 1/8 bis 1/7 der gesamten radialen Länge der Laufschaufeln 1 entspricht. Der zwischen den Vorderkanten der Laufradschaufeln 1 und den diesen zu gerichteten Kanten der Stabilisie rungsfläche 7 gebildete Spalt 10 soll so klein wie möglich gehalten werden. Man wird also mit der Kante der Stabilisierungsfläche so nahe an die Vorderkanten der Laufradflächen 1 herangehen, wie es aus Sicherheits gründen gerade noch möglich ist.
Ebenso wie sich für die Breite des Ringspaltes 9 ein optimales Mass herausgestellt hat, gilt dies auch für den Abstand 11 zwischen den Vorderkanten der Laufrad- schaufeln. 1 und den Hinterkanten der Leitschaufeln 4 des Vorleitrades 3 in deren ganz geöffnetem Zustand. Es hat sich herausgestellt, dass dieser Abstand wenig stens das Achtfache der grössten Profildicke 12 der Schaufeln 4 des Vorleitrades 3 in ganz geöffnetem Zustand betragen sollte.
Mit der erfindungsgemässen Anordnung ist es sehr einfach möglich, mit Hilfe des verstellbaren Vorleitrades bei konstanter Drehzahl eine Mengenregelung zu errei chen, ohne dass man bei sehr starker Drosselung in das Abrissgebiet kommt, in welchem, wie beschrieben, Un zuträglichkeiten akustischer und mechanischer Natur auftreten. Dies kann nur durch die beschriebene gegen seitige Zuordnung der Stabilisierungsfläche mit den unter ihr angeordneten drehbaren Vorleitschaufeln vor dem Laufrad erreicht werden. Auch bei kleinen Mengen durchsätzen wird eine annähernd monoton verlaufende Druck-Mengen-Kurve erzielt.
Mit der erfindungsgemässen Ausführungsform eines Axialverdichters kann die gestellte Aufgabe sogar so gut gemeistert werden, dass bei mehrstufigen Verdichtern lediglich vor das Laufrad der ersten und dann frühestens der vierten Stufe ein regelbares Vorleitrad 3 mit der diesem erfindungsgemäss zugeordneten Stabilisierungs fläche 7 angeordnet zu werden braucht. Die erstrebte Wirkung tritt also über drei Stufen ein.
Guide device on agial compressor The invention relates to a guide device on a single or multi-stage axial compressor with a flow guide ring upstream of the impeller of the first stage, the blades of which are pivotable about axes arranged radially to the compressor axis, and with one concentric in front of the impeller of the first stage arranged to the compressor axis, the shape of the suction mouth or
the stabilizing surface adapted to the outer housing. In axial compressors, if the throttling is strong below the normal operating range, i.e. if the flow rate is smaller, the characteristic line never becomes unstable.
The characteristic, which is characterized in that the pressure increase is plotted as a function of the delivery rate, has saddle-shaped indentations in conditions deviating from the normal operating state, which are associated with a more or less violent pressure decrease instead of an increase in pressure. These operating states are undesirable for acoustic reasons, since the flow that is broken up in the impeller leads to severe noise pollution. At the same time associated with these phenomena are hazards to the rotor blades, which are set into vibrations by the unstable flow.
These phenomena are due to a strong radial shift of the streamlines in the impeller outwards, so that the entire flow is shifted to the tip of the impeller. With strong throttling, ring vortices can occur at the impeller inlet, which can push the delivery rate down to zero.
A simple means of eliminating these annoying phenomena consists in the arrangement of a so-called suction ring or a stabilizing surface, which is placed in front of the impeller at a certain distance from the housing. This stabilization surface must be brought as close as possible to the leading edges of the blades. This surface has the property that it partially prevents the formation of the vortex described above and still enforces a healthy flow in the vicinity of the blade tips of the impeller.
This is noticeable in a homogenization of the characteristic, i.e. H. the pressure-volume curve. The saddle-shaped, deep bulges downward in the characteristic curve disappear or are at least softened to such an extent that stable operation is possible. The sound behavior of the compressor is significantly different than without this stabilization surface and the vibration stresses on the blades are reduced.
In axial compressors with a fixed inlet guide wheel, it has proven to be advantageous to arrange the stabilizing surface between this and the subsequent impeller.
A quantity control is given in every rotary machine by changing the speed. However, the quantities can also advantageously be regulated at a fixed speed by a controllable stator, which is placed in front of the impeller of the first stage. When the rotating guide vanes are positioned in the direction of the circumferential direction, the amount is reduced (central twist). The amount is increased with counter-twist. With this method of flow control, however, the same inconveniences occur again with greater throttling as with the stage without stabilizer.
In order to be able to operate a compressor in the largest work area without having to accept these disadvantages of acoustic nuisance and the risk of blade vibrations, a control device is to be created, thanks to which the compressor can work with an approximately stable characteristic in the various operating areas able. In ventilation systems, it is of the greatest advantage to create stable flow conditions in the compressor stage in every required operating range in the event of greatly changing flow rates, which are related to the requirements of the manufacturing process to be operated with air.
According to the invention, the object is to be achieved in that the pivotable blades of the inlet guide ring extend from the hub of the compressor to approximately the inside of the stabilizing surface, this covering the blades of the inlet guide ring at least over their entire axial extent up to immediately in front of the impeller, so that between the housing wall and its stabilizing surface create an annular gap that remains free from guide vanes.
It has been found to be particularly advantageous to give the annular gap formed between the stabilizing surface and the hous se a radial width of about 1/8 to 1/7 of the radial blade length.
Likewise, in a preferred embodiment, the axial distance between the outlet edges of the inlet guide vanes of the inlet guide wheel and the inlet edges of the rotor blades should be at least eight times the greatest profile thickness of the inlet guide vanes in the fully open state.
With the mentioned width of the annular gap, the most favorable characteristics result in the pressure-quantity diagram. The further mentioned distance guarantees the acoustically quietest running of the compressor with the mentioned masses.
The invention is explained in more detail in the following description of an embodiment of the subject matter of the invention, shown purely schematically in the accompanying drawing.
1 shows a partial longitudinal section through a compressor stage, in FIG. 2 a detail is shown on an enlarged scale in the section along the line II-II in FIG. The compressor has, in the usual and known manner, an impeller with blades 1 and a stator with blades 2 connected downstream of this.
In front of the impeller is a pre-guide 3 with pivoting about axes 5 ble blades 4 for regulating the throughput is arranged. These guide vanes 4 of the inlet guide wheel 3 do not extend from the hub 8 to the housing 6 of the compressor, but rather. only up to an annular stabilizing surface 7, which extends at least over the entire axial extent of the guide vanes 4 right up to the leading edge of the impeller vanes 1 and thus covers the guide vanes 4 to the outside.
The annular stabilizing surface forms an annular gap 9 with the housing 6, to which it is adapted in shape. This annular gap 9 preferably has a width in the radial direction which corresponds to approximately 1/8 to 1/7 of the total radial length of the rotor blades 1. The gap 10 formed between the leading edges of the impeller blades 1 and the edges of the stabilization surface 7 directed towards them should be kept as small as possible. So you will approach the edge of the stabilizing surface as close to the front edges of the impeller surfaces 1 as it is just possible for safety reasons.
Just as an optimal dimension has been found for the width of the annular gap 9, this also applies to the distance 11 between the front edges of the impeller blades. 1 and the rear edges of the guide vanes 4 of the inlet guide wheel 3 in their fully open state. It has been found that this distance should be at least eight times the greatest profile thickness 12 of the blades 4 of the inlet guide wheel 3 in the fully open state.
With the arrangement according to the invention, it is very easy to achieve volume control with the help of the adjustable inlet guide wheel at a constant speed, without getting into the demolition area with very strong throttling, in which, as described, inconsistencies of acoustical and mechanical nature occur. This can only be achieved by the described mutual assignment of the stabilization surface with the rotatable inlet guide vanes arranged below it in front of the impeller. Even with small volumes throughput, an almost monotonous pressure-volume curve is achieved.
With the embodiment of an axial compressor according to the invention, the task at hand can even be mastered so well that in multi-stage compressors a controllable inlet guide wheel 3 with the stabilizing surface 7 assigned to it according to the invention only needs to be arranged in front of the impeller of the first and then at the earliest the fourth stage. The desired effect occurs over three stages.