CH635899A5 - Zentrifugalkompressor. - Google Patents

Description

Die Erfindung hat sich zum Ziel gesetzt, den Pegel der von einem Zentrifugalkompressor abgegebenen Geräusche herabzusetzen, den Wirkungsgrad des Zentrifugalkompressors zu erhöhen und durch Herabsetzen des Volumenstromes, bei welchem das Pumpen auftritt, den Betriebs-Volumenstrombereich zu erweitern. Dies soll ohne übermässige Behinderung der Mediumsströmung oder Erzeugung starker Grenzschichtverzerrungen geschehen. Im Hinblick auf dieses Ziel soll ein Absorber geschaffen werden, der mit einem Minimum an Konstruktionsänderungen an bestehende Zentrifugalkompressoren angepasst werden kann und der sowohl akustische als auch aerodynamische Druckschwankungen in einem damit in Berührung stehenden Medium absorbieren kann.

Die Aufgabe wird bei einem Zentrifugalkompressor gemäss dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 mit den im kennzeichnenden Teil dieses Patentanspruchs angegebenen Mitteln gelöst.

Die poröse Platte und der Resonanzhohlraum sind vorzugsweise ringförmig, und der Resonanzhohlraum kann dabei durch konzentrische Ringe in mehrere kleinere Hohlräume oder durch eine einzelne spiralförmige Trennwand mit periodisch angeordneten Dämmen in einen engen, langgestreckten Hohlraum oder durch bienenwabenartig oder ähnlich angeordnete Trennwände in eine Vielzahl von zellenartigen Hohlräumen unterteilt sein. Ein dämpfendes Material, wie Fiberglas, kann im Resonanzhohlraum angeordnet werden, um die Absorption und Dämpfung der Druck-

2

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

3

635 899

Schwankungen zusätzlich zu unterstützen. Die absorbierende Platte weist zweckmässig eine spezifische Schallimpedanz auf, die etwa gleich der Dichte des Mediums multipliziert mit der Schallgeschwindigkeit im Medium im Diffusor ist.

Anhand der Zeichnung werden nachstehend Ausführungsbeispiele der Erfindung näher erläutert. In der Zeichnung zeigen:

Fig. 1 eine Schnittansicht eines Zentrifugalkompressors,

Fig. 2 in grösserem Massstab eine geschnittene Teilansicht des Diffusors eines Zentrifugalkompressors,

Fig. 3 eine Teilansicht im Aufriss nach der Linie III-III in Fig. 1, wobei ein Hohlraum dargestellt ist, der durch eine einzige, spiralförmige Trennwand in einen engen, langgestreckten Hohlraum geteilt ist, und wobei auch die Anordnung des absorbierenden Materials dargestellt ist,

Fig. 4 eine grafische Darstellung des Auslassdruckes eines Zentrifugalkompressors in Abhängigkeit vom Volumenstrom mit und ohne Druckschwankungsabsorber und mit Einstellungen der Steuerschaufeln am Kompressoreinlass auf 35 und 90° und

Fig. 5 eine grafische Darstellung der spezifischen Schallimpedanz in Abhängigkeit vom Absorptionskoeffizienten für Luft, R-l 1, R-12 und R-22.

Nachstehend wird ein Absorber beschrieben, der in einem Kompressor in Berührung mit dem Medium angeordnet ist und einen Teil der Wand des Diffusors eines Zentralfugal-kompressors bildet. Der Absorber kann je nach der Konstruktion und den Betriebscharakteristiken des Kompressors in unterschiedlichen Wänden des Diffusors, eventuell auch in mehreren Wänden desselben, angeordnet werden. Wenn Absorber in mehreren Wänden angeordnet werden, dann können diese Absorber zum Absorbieren von Druckwellen unterschiedlicher Frequenzen eingerichtet sein. In einem mehrstufigen Kompressor können Absorber in einer oder mehreren der verschiedenen Kompressionsstufen angeordnet werden.

In der nachstehenden Beschreibung ist das in einem Zentrifugalkompressor verdichtete Medium ein Kältemittel, da angenommen ist, dass der Zentrifugalkompressor als Teil einer Kälteanlage arbeitet. Es ist jedoch klar, dass das Medium auch irgend ein anderes komprimierbares Medium sein könnte. Da die optimale Porosität des absorbierenden Materials von den Eigenschaften des Gases oder Mediums abhängig ist, werden für verschiedene Gase oder Medien zweckmässig absorbierende Materialien unterschiedlicher Porositäten verwendet, um optimale Resultate zu erzielen.

Gemäss Fig. 1 tritt Kältemittel durch einen Einlass 42 in einen Zentrifugalkompressor ein und strömt dann auf einem Kältemittelströmungsweg durch Steuerschaufeln 44 in eine Laufradkammer 46. Ein auf einer Welle 48 montiertes, von einem Motor 15 angetriebenes Laufrad 16 mit Schaufeln 17 beschleunigt das Kältemittel und stösst es in einen Diffusor 14 aus. An der Austrittsstelle 25 aus den Laufradschaufeln 17 bewegt sich das Kältemittel mit relativ hoher Geschwindigkeit, hat aber einen relativ niedrigen statischen Druck. Das Kältemittel strömt durch den Diffusor 14 in einen Sammelkanal 12, aus dem es an andere Teile der Kältemaschine abgegeben wird. Das den Diffusor 14 verlassende und in den Sammelkanal 12 eintretende Kältemittel bewegt sich mit einer relativ niedrigen Geschwindigkeit, verglichen mit der Geschwindigkeit beim Eintritt in den Diffusor, und hat einen relativ hohen statischen Druck, wiederum im Vergleich zum Druck beim Eintritt in den Diffusor. Ein Druckschwankungsabsorber 10 mit einer absorbierenden porösen Platte 20 und einem Resonanzhohlraum 18 steht mit dem durch den Diffusor 14 strömenden Kältemittel in Berührung. Gemäss

Fig. 1 umschliesst ein Gussstück 19 mit gekrümmten Wänden den Sammelkanal 12, den Diffusor 14 und die Laufradkammer 46.

In Fig. 2 sind die Diffusor 14 und der Druckschwankungsabsorber 10 in einer geschnittenen Teilansicht in grösserem Massstab dargestelt. Es ist ersichtlich, dass die absorbierende Platte 20, ein poröses Blattmaterial mit hohem Strömungswiderstand, so angeordnet ist, dass sie einen Teil der Oberfläche der Diffusorwand bildet. Die absorbierende Platte könnte auch in der anderen Diffusorwand oder in beiden Diffusorwänden angeordnet sein. Die absorbierende Platte ist mit Hilfe von Schrauben 32 und eines Klebestoffs (nicht dargestellt) an einem Teil des Gussstückes 19 montiert. Auf der vom Medium abgewandten Seite der absorbierenden Platte befindet sich der Resonanzhohlraum 18, der von zylindrischen Wänden 23 und einer Rückwand 26 begrenzt ist. Wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, ist der Druckschwankungsabsorber 10 ringförmig; jede Wand 23 bildet einen vollständigen Ring, so dass der von den beiden Wänden 23, der Rückwand 26 und der absorbierenden Platte 20 begrenzte Resonanzhohlraum 18 ringförmig ist. Andere Formen sind jedoch auch brauchbar. Weiter ist aus Fig. 2 ersichtlich, dass der ringförmige Resonanzhohlraum durch Trennwände 22 in eine Reihe kleinererHohlräume unterteilt ist. Die Trennwände 22 können von einer einzigen Spirale gebildet sein, in der periodisch feste Strömungsbarrieren 33 angeordnet sind, wie in Fig. 3 angedeutet, oder sie können aus einer Reihe konzentrischer Ringe bestehen. Bienenwabenartige oder zellige Trennwände wären ebenfalls brauchbar. Die Trennwände begrenzen unabhängig von ihrer Form einen engen Hohlraum oder eine Reihe von engen Hohlräumen. Der Druckschwankungsabsorber ist gemäss der Zeichnung in einem Hohlraum 21 angeordnet, der von verschiedenen Teilen des Gussstückes 19 gebildet ist. Diese Anordnung ergibt eine einfache Konstruktion; sie ist jedoch nicht wesentlich.

Ohne die Unterteilung des Resonanzhohlraumes 18 würde das durch den Diffusor 14 strömende Kältemittel, das beim Laufrad 16 benachbarten Ende des Absorbers 10 einen relativ niedrigen statischen Druck und beim Sammelkanal 12 benachbarten Ende des Absorbers 10 einen relativ hohen statischen Druck hat, beim letzteren Ende in den Absorber eintreten und zurück zum dem Laufrad 16 benachbarten Ende des Absorbers strömen. Dieser Rückstrom von Kältemittel würde den Gesamtwirkungsgrad der Einheit beeinträchtigen. Durch die Anordnung eines einzigen, spiralförmigen Resonanzhohlraumes mit den Strömungsbarrieren 33 wird der durch die Drucksteigerung bewirkte Rückstrom so klein, bezogen auf den hohen Strömungswiderstand der absorbierenden Platte, dass der Gesamtwirkungsgrad der Maschine nicht wesentlich geändert wird. Der Rückstrom kann in ähnlicher Weise auch durch konzentrische Trennwände oder durch solche Trennwände beschränkt werden, die eine Vielzahl von zellenförmigen Hohlräumen bilden, so dass der Druckabfall in jedem einzelnen Hohlraum minimal ist.

Die Wände 23 und die Trennwände 22 sind stirnseitig abgedichtet, damit kein Medium zwischen den einzelnen Hohlräumen übertreten kann. Die Wände 23 und die Trennwände 22 sind an der absorbierenden Platte 20 und an der Rückwand 26 durch ein Epoxyharz befestigt. Der Resonanzhohlraum 18 des Druckschwankungsabsorbers ist ferner mit einem dämpfenden Material, wie Glasfasern, gefüllt, um den Absorptionswirkungsgrad der Einheit zu erhöhen und eine Dämpfung für mögliche Resonanzwellen im Hohlraum 18 zur Verfügung zu stellen.

Fig. 4 zeigt eine durch Versuchsresultate ermittelte grafische Darstellung des Druckes in Abhängigkeit vom Volumenstrom für einen Zentrifugalkompressor mit und ohne den Absorber 10. An der unterbrochenen Linie, die den

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

635899

4

Betrieb der Maschine ohne den Absorber 10 darstellt, ist zu ersehen, dass das sog. Pumpen schon bei viel höherem Volumenstrom einsetzt als im Betrieb mit Absorber. Dargestellt sind die Charakteristiken für Einstellungen der Steuerschaufeln 44 in Winkeln von 35° und 90°. Es ist ersichtlich, dass der Betriebsbereich zwischen der Pumpgrenze und dem Abfall des Auslassdruckes unter einen brauchbaren Wert mit Absorber wesentlich grösser ist als ohne, besonders bei den kleineren Volumenströmen. Ferner ist auch der Druck an sich höher, besonders bei Einstellungen der Steuerschaufeln auf weniger als 90°.

In einem Verfahren zum Verbessern des Wirkungsgrades eines Kompressors wird also der Druckschwankungsabsorber im Diffusor so angeordnet, dass Druckschwankungen im durch den Diffusor strömenden Medium absorbiert werden. Zu diesen Schwankungen gehören akustische und aerodynamische Druckwellen, die vom Laufrad erzeugt werden, wenn dieses das Medium beschleunigt, sowie auch diejenigen Wellen, welche als Folge des sog. Pumpens oder anderer aerodynamischer Instabilitäten, z.B. Abreissen der Drehbewegung bei der Druckerhöhung und Verlangsamung des Mediums im Diffusor, auftreten.

Die genaue Art der Vorgäng, welche eine Verbesserung des Wirkungsgrades der Maschine und die Herabsetzung des Volumenstromes, bei dem das Pumpen auftritt, zur Folge haben, ist nicht vollständig bekannt. Es ist festgestellt worden, dass ein Absorber, der dazu eingerichtet ist, akustische Wellen (die auch Druckschwankungen sind) zu absorbieren und damit die von der Maschine abgegebenen Geräusche zu reduzieren, auch aerodynamische Druckschwankungen absorbiert, die durch das Pumpen und andere den Gesamtwirkungsgrad der Maschine beeinflussende aerodynamische Instabilitäten erzeugt werden. Es ist denkbar, dass ein Absorber Druckschwankungen einschränkt, die von akustischen Wellen oder aerodynamischen Instabilitäten herrühren. Die Wirkungsgradverbesserung ergibt sich durch die Elimination oder Einschränkung der aerodynamischen Instabilitäten. Eine glatte Strömung ohne Druckschwankungen hat nicht nur zur Folge, dass der Volumenstrom durch die Maschine, bei welchem das Pumpen auftreten kann, kleiner ist, womit der Betriebsbereich der Maschine grösser ist, sondern sie erhöht auch den Gesamtwirkungsgrad der Einheit, da das Laufrad diejenigen aerodynamischen Druckschwankungen nicht überwinden muss, welche vom Absorber eliminiert werden.

In Zentrifugalkompressoren können auch zufällig verteilte und periodische Druckschwankungen unbekannten Ursprungs festgestellt werden. Durch Versuche wurde festgestellt, dass der beschriebene Absorber auch diese Schwankungen dämpft und damit den Wirkungsgrad der Gesamtmaschine noch weiter verbessert.

Die absorbierende Platte 20, z.B. «Feltmetal» oder «Fiber-metal» von der Brunswick Corporation, Muskegon (Michigan, USA) oder «Rigimesh» von der Firma Aircraft Porous Media, Glen Cove (New York, USA) ist so gewählt, dass ihre spezifische Schallimpedanz etwa gleich der Dichte des Mediums multipliziert mit der Schallgeschwindigkeit im Medium bei der absorbierenden Platte ist. Die absorbierende Platte wird also in Abhängigkeit vom verwendeten Medium, im besonderen Fall vom verwendeten Kältemittel, gewählt.

Die nachstehende Tabelle zeigt für verschiedene Kältemittel jeweils die Dichte des das Laufrad verlassenden Kältemittels, die Schallgeschwindigkeit im Kältemittel und die sich ergebenden optimale spezifische Schallimpedanz, die die absorbierende Platte für jede Anwendung aufweisen sollte.

Kältemittel

Dichte kg/m3

Schallgeschwindigkeit m/s spez.

Schalimpedanz Pa.s/m

Luft

1,2

335

400

R-ll

8,8

152

1340

R-l 14

2,2

122

2730

R-12

4,8

152

7320

R-500

4,8

152

7320

R-22

5,6

168

9400

Fig. 5 zeigt eine grafische Darstellung des maximalen normalen Absorptionskoeffizienten über der spezifischen Schallimpedanz für Luft, R-l 1, R-12 und R-22, gemessen in einem akustischen Impedanzrohr. Diese Darstellung ist eine Aufzeichnung von Werten, welche zeigt, dass ein Absorptionskoeffizient von etwa 1,0 durch Wahl der geeigneten spezifischen Schallimpedanz für die absorbierende Platte erreichbar ist. Die Darstellung bestätigt, dass eine Platte mit der in der Tabelle angegebenen spezifischen Schallimpedanz optimal geeignet ist, um Druckschwankungen in den betreffenden Kältemitteln zu absorbieren.

Der hinter der absorbierenden Platte liegende Resonanzhohlraum ist so ausgelegt, dass seine Tiefe gleich einem Viertel der Wellenlänge der tiefsten Schallfrequenz ist,

welche absorbiert werden soll. Wenn beispielsweise R-11 (Trichlor-fluormethan) das in der Maschine verwendete Kältemittel ist und der Druckschwankungsabsorber dazu dienen soll, Geräusche bei 300 Hz und darüber zu eliminieren, dann sollte die Tiefe des Hohlraumes etwa 13 cm betragen, was der Schallgeschwindigkeit in R-l 1 geteilt durch das Vierfache der Frequenz entspricht.

Das dämpfende Material im Resonanzhohlraum ist so gewählt, dass alle über der Grund-Resonanzfrequenz des Hohlraumes liegenden Frequenzen absorbiert oder gedämpf werden. Das dämpfende Material hilft mit, die zwischen den Resonanzspitzen liegenden Frequenzen zu absdorbieren, so dass der Absorber alle Frequenzen von der Mindestfrequenz an bis zu den höchsten hörbaren Frequenzen und darüber absorbiert.

Aus der vorstehenden Beschreibung ist ersichtlich, dass ein Absorber für akustische und aerodynamische Druckschwankungen geschaffen worden ist, der die Fähigkeit hat, nicht nur akustische Wellen zu absorbieren und dadurch den von der Maschine und/oder dem durch diese strömenden Medium abgegebenen Geräuschpegel zu reduzieren, sondern auch aerodynamische Druckschwankungen zu absorbieren und damit den Wirkungsgrad der Maschine zu verbessern und den nutzbaren Betriebsbereich der Maschine zu erweitern.

5

10

15

20

25

39

35

40

45

50

55

60

B

4 Blatt Zeichnungen

Claims (6)

635899 PATENTANSPRÜCHE

1. Zentrifugalkompressor, mit einem Gehäuse, das einen Mediumsweg mit einer Einlassöffnung (42) und einer Laufradkammer (46) enthält, wobei die letztere eine sich in Umfangsrichtung erstreckende Auslassöffnung (25) aufweist, einem Laufrad (16), das in der Laufradkammer (46) drehbar angeordnet ist, um durch die Einlassöffnung (42) eintretendes Medium zu beschleunigen und das Medium mit erhöhtem Druck und erhöhter Geschwindigkeit durch die Auslassöffnung (25) auszustossen, einem ringförmigen Sammelkanal (12) in einem Abstand von der Auslassöffnung (25) der Laufradkammer, zum Aufnehmen von komprimiertem Medium von dem Laufrad (16), und einem radialen, ringförmigen Diffusor (14) mit Seiten wänden, die einen Durchgang begrenzen, welcher sich von der Auslassöffnung (25) zum Sammelkanal (12) erstreckt, gekennzeichnet durch Mittel (10) in dem Diffusor (14) zum Absorbieren von aerodynamischen Druckschwankungen im Medium, welche Mittel (10) eine poröse Platte (20), die einen Teil einer Wand des Diffu-sors (14) bildet, und einen Resonanzhohlraum (18) enthalten, der mit dem Diffusor (14) durch die poröse Platte (20) hindurch für das Medium in Verbindung steht, so dass Druckschwankungen im Medium in dem Diffusor (14) absorbiert werden.

2. Zentrifugalkompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Resonanzhohlraum (18) in eine Anzahl getrennter Hohlräume unterteilt ist, die in unterschiedlichen Abständen vom Laufrad (16) mit der porösen Platte (20) in Verbindung stehen, so dass die Hohlräume unterschiedlichen Mediumsdrücken ausgesetzt sind.

3. Zentrifugalkompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass im Resonanzhohlraum (18) durch eine spiralförmige Trennwand (22) ein langgestreckter spiralförmiger Hohlraum gebildet ist, wobei zwischen aufeinanderfolgenden Windungen der Trennwand (22) Strömungsbarrieren (33) angeordnet sind, um einen Rückstrom als Folge der unterschiedlichen Drücke, die in unterschiedlichen Abständen vom Laufrad (16) auftreten, zu verhindern.

4. Zentrifugalkompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass sich die poröse Platte (20) in einer Seitenwand des Diffusors (14) in radialer Richtung über eine Strecke erstreckt, welche grösser ist als die Breite des Diffusors (14) an der Stelle, wo die poröse Platte (20) angeordnet ist.

5. Zentrifugalkompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Resonanzhohlraum (18) ein akustische und aerodynamische Druckschwankungen dämpfendes Material enthält.

6. Verwendung des Zentrifugalkompressor nach Anspruch 1 zum Komprimieren eines Mediums, bei dem die Dichte des Mediums, in kg/m3, multipliziert mit der Schallgeschwindigkeit im Medium im Diffusor (14), in m/s, mindestens annähernd gleich der spezifischen Schallimpedanz der porösen Platte (20), in Pa.s/m, ist.

Zentrifugalkompressoren werden in der Kälteindustrie in den meisten grösseren Anlagen verwendet, in welchen eine einzelne grosse Kältemaschine zum Erzeugen von Kälte und/oder von Wärme vorgesehen ist. Verschiedene Versuche, mit wechselndem Erfolg, sind unternommen worden, um die Lautstärke der von einerZentrifugalkältemaschine abgegebenen Geräusche zu begrenzen. Unter anderem hat man den Motor und den Kompressor eingekapselt (US-PS 3.635.579), schallschluckendes Material in der Einlasskammer und der Auslasskammer des Kompressors angeordnet (US-PS 3.360.193), im Überleitrohr eines mehrstufigen Kompressors Schallschirme angeordnet (US-PS 3.676.012) oder in der Auslassleitung des Kompressors einen ringförmigen Schalldämpfer angeordnet.

Da grosse Kälteanlagen sehr viel elektrische Energie verbrauchen, ist man auch bestrebt, den Wirkungsgrad der Kältemaschinen zu verbessern, um die Betriebskosten der Anlagen zu senken.

Der Betriebs-Volumenstrombereich eines Zentrifugalkompressors ist normalerweise durch den minimalen Volumenstrom begrenzt, der erzeugt werden kann, ohne dass das sog. Pumpen auftritt. Ein Betrieb mit diesem Pumpen ist nicht zulässig, weil dabei Druckstösse, dynamische und möglicherweise gefährliche Schwankungen der Schubbelastung und erhöhte Gastemperaturen auftreten. Wenn ein Zentrifugalkompressor mit Teillast betrieben werden soll, muss die Maschine daher trotzdem einen genügenden Volumenstrom fördern, der über der Pumpgrenze liegt, obwohl den Teillastbedingungen mit einem kleineren Volumenstrom genügt werden könnte. Wenn mit einem Volumenstrom gearbeitet wird, der grösser als der zur Befriedigung der Lastbedingungen erforderliche ist, steigen die Betriebskosten, da der Wirkungsgrad der Gesamtanlage abnimmt. Auch schon bei der Annäherung an die Pumpgrenze ergeben sich aerodynamische Instabilitäten, durch welche Verluste eingeführt werden und der Wirkungsgrad herabgesetzt wird, so dass die Betriebskosten steigen, wenn man sich der Pumpgrenze nähert. Wenn der Volumenstrom, bei welchem das Pumpen auftritt, herabgesetzt werden kann, kann der Kompressor in einem grösseren Volumenstrombereich und mit besserem Wirkungsgrad auch bei Volumenströmen unterhalb der vorherigen Pumpgrenze arbeiten.

Bekannte Versuche zum Herabsetzen des Volumenstromes, bei welchem das Pumpen auftritt, haben sich mit der Diffusorgeometrie und mit der Anordnung von Leitschaufeln im Diffusor zum Steuern des Strömungsweges des das Laufrad verlassenden Mediums befasst, vergleiche «Centrifugai Compressors.... the Cause of the Curve» von Donald C. Hailock in «Air and Gas Engineering», Band 1, Nr. 1, Januar 1968.