CH639463A5 - Kompressoraggregat. - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein Kompressoraggregat zum Verdichten eines Gases in aufeinander folgenden Stufen, mit Hilfe mehrerer Turbokompressoren, die je eigene Gebläseräder und Wellen aufweisen, welch letztgenannte von einem gemeinsamen Antriebsorgan angetrieben werden.

Gasförmige Fluide wie Luft oder Gas sind komprimierbar. Wird ein gasförmiges Fluid komprimiert, um den Druck zu erhöhen, nimmt das Volumen gemäss dem Boyleschen Gesetz (auch bekannt als das Gesetz von Mariotte) ab. Bei einem vierstufigen Kompressor, der einen Enddruck von 7 Atü erreichen muss, sollte der Druck pro Stufe etwa l,7fach 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 Stufen angesaugte Volumen abnimmt.

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

Ns = N.Q^/Had^ (1)

In dieser Formel ist

N = Drehgeschwindigkeit in U/min des Gebläserades

Q = Durchflussvolumen mVmin 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 beein-flusst die Wahl der Gebläseräder.

Die gebräuchlichen Typen solcher Räder sind Zentrifugalräder, Räder mit Diagonalströmung oder «Gemischt-Strö-mungsräder» und Räder mit Axialströmung oder Schaufelräder. Für jeden Typ gibt es eine optimale spezifische Geschwindigkeit. Gebläseräder mit gleicher spezifischer Geschwindigkeit sind geometrisch gleich, unabhängig ihrer Grösse und Rotationsgeschwindigkeit. 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 mit Schaufelrädern mit Axialströmung oder mit Zentrifugalrädern oder mit einer Kombination dieser beiden Rädertypen gebaut. In einem bekannten Kompressortyp sind die Zentrifugalräder zweier Kompressoren des Axialeinlasstyps auf einander entgegenliegenden, fliegenden Endbereichen einer Welle fest montiert. Die beiden Gebläseräder sind räumlich getrennt und von einander abgekehrten Ansaugseiten montiert. Die Welle ist mittels eines zwischen beiden Gebläserädern angeordneten Getriebes angetrieben. Der Einlass des Kompressors der ersten Stufe ist eine Ansaugöffnung. Der Auslass, oder die Ausstromöffnung der ersten Stufe ist mit der Einlassöffnung der zweiten Stufe über eine Leitung oder einen Strö-mungsdurchlass verbunden. Die so miteinander verbundenen Kompressoren stellen einen Zweistufen-Kompressor dar. Die Aussendurchmesser der Gebläseräder der ersten und zweiten werden mit Da und Db bezeichnet.

Bei einem Mehrstufen-Kompressor mit nur Zentrifugalrädern ist es erforderlich, dass alle Gebläseräder geometrisch ähnlich sind, damit die spezifische Geschwindigkeit Ns jedes Gebläserades den optimalen Wert erreicht. Da die Durchflussmenge Q in den Folgestufen wie vorerwähnt, abnimmt, ist es in diesem Falle erforderlich, die Grösse der Gebläseräder der Folgestufen zu verringern, in Abhängigkeit von der Durchflussmenge Q. Genauer gesagt, im vorgenannten Beispiel muss der Aussendurchmesser Db der zweiten Stufe verkleinert werden.

Weil der adiabatische Druck Had proportional dem Quadrat der äusseren Umfangsgeschwindigkeit des Gebläserades ist, muss die Rotationsgeschwindigkeit der zweiten Stufe im umgekehrten Verhältnis zum Durchmesser der Gebläseräder zunehmen, um den adiabatischen Druck Had zu halten und das gewünschte Verdichtungsverhältnis von einer Stufe zur anderen zu erreichen. Um dies in die Praxis umzusetzen, müssen die Gebläseräder auf separaten, d.h. auf unabhängigen Wellen gelagert sein. Dies hat zur Folge, dass die Anzahl Maschinenteile zunimmt und die gesamte Kompressoren-Konstruktion kompliziert wird.

Folglich war es bisher üblich, zwei Kompressoren auf einer Welle zu montieren, wobei die Rotationsgeschwindigkeit der Gebläseräder beider Kompressoren gleich blieb. Um die geometrischen Abmessungen der Gebläseräder im wesentlichen ähnlich beizubehalten, wird der Aussendurchmesser Db des Gebläserades der zweiten Stufe im Verhältnis YQ verkleinert. Dies ist begründet in den Beziehungen zwischen dem adiabatischen Druck Had, dem Gebläserad-Durchmesser D und der Durchflussmenge Q. Diese Beziehungen sind:

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

3

639 463

Had ^ D2 (2)

aus (1) folgt Ha(j & Q2/3 (3) aus (2) und

(3) folgt D A^Q1/3 (4)

Auf das oben beschriebene Beispiel eines Zweistufen-Kompressors mit Gebläserädern, die auf einer einzigen Welle montiert sind, kann folgende Gleichung angewendet werden:

Db = 3

V-W (5)

In dieser Formel stellen Qa und Qb die Durchflussmengen am Einlass der ersten bzw. zweiten Stufe dar. Um das vorgenannte Verdichtungsverhältnis von 2 zu erhalten, muss die Durchflussmenge Qb der zweiten Stufe 50% der ersten Stufe betragen. Daraus folgt, dass der Aussendurchmesser Db der zweiten Stufe laut Gleichung (5) y0,5 ist, was 79% des Aussendurch-messers Da der ersten Stufen entspricht.

Folglich sinkt der adiabatische Druck Had auf (0,79)2 ab d.h. dass der adiabatische Druck der zweiten Stufe nur noch 63% der ersten Stufe beträgt.

Aus diesen Gründen ist es nötig, entweder die Rotationsgeschwindigkeit der gemeinsamen Welle oder die Anzahl der Stufen zu erhöhen, um die gewünschte spezifische Druckerhöhung eines Mehrstufen-Turbokompressors zu erreichen. Im Falle, dass die Umfangsgeschwindigkeit des Gebläserades der ersten Stufe bereits bei der zulässigen Festigkeitsgrenze des Gebläseradmaterials erreicht ist, ist die erstgenannte Forderung nicht erfüllbar. Die zweite Forderung, die Anzahl der Stufen zu erhöhen, führt zu einer erheblichen Verteuerung und zu konstruktiven Schwierigkeiten.

Liegt dagegen die Rotationsgeschwindigkeit der Welle innerhalb der Festigkeitsgrenzen des Materials des Erststufen-Gebläserades und wird zudem die geforderte Durchflussleistung erreicht, nimmt die am Gebläserad der zweiten Stufe wirkende Zentrifugalkraft um das Quadrat der äusseren Umfangsgeschwindigkeit ab. Die Zentrifugalkraft an der zweiten Stufe beträgt nur noch 63% derjenigen an der ersten Stufe. Dies bedeutet, dass die Zentrifugalkraft der zweiten Stufe erheblich unter der zulässigen Materialbelastung des Gebläse-radmaterials liegt. Vom Standpunkt der wirtschaftlichen Materialausnutzung ist das Gebläserad der zweiten Stufe überdie-mensioniert und somit unnötig teuer.

Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, die vorgenannten Nachteile der bekannten Mehrstufen-Kompressoren zu überwinden.

Diese Aufgabe löst ein Kompressoraggregat mit mehreren Turbokompressoren, das die spezifischen Merkmale des Patentanspruchs 1 aufweist.

Die Kompressoren für die niedrigeren Druckstufen können mit Vorteil ein Diagonalströmungs-Gebläserad aufweisen. Ferner ist es von Vorteil, dass sämtliche Gebläseräder denselben Aussendurchmesser aufweisen können. Damit die Kompressoren höherer Druckstufen auch dann noch mit gutem Wirkungsgrad arbeiten, können diese mit höherer Drehzahl betrieben werden.

Diese Lösung ermöglicht einen hohen Wirkungsgrad und ein hohes Verdichtungsverhältnis des Mehrstufen-Turbokompressors. Zusätzlich ist die Materialfestigkeit jedes einzelnen Gebläserades optimal ausgenutzt. Als eine weitere Folge kann die Gesamtzahl der Stufen reduziert und folglich der gesamte Kompressor verkleinert werden. Weitere Vorteile gehen aus der nachfolgenden Figurenbeschreibung hervor.

In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel des Erfindungsgegenstandes dargestellt.

Fig. 1 zeigt eine schematische Seitenansicht eines Kompressoraggregats mit Übersetzungsgetriebe im Längsschnitt,

Fig. 2 zeigt eine Seitenansicht der wichtigsten Teile des Aggregates nach Fig. 1 in grösserem Massstab und

Fig. 3 stellt ein Diagramm zur Erläuterung der Strömungsverhältnisse am Gebläserad dar.

In den Fig. 1 und 2 ist ein Beispiel eines Mehrstufen-Turbokompressoraggregates bzw. ein Teil davon, gezeigt, der ein Übersetzungsgetriebe und zwei Wellen mit vier Kompressoren umfasst. Alle vier Gebläseräder sind vom Axialansaug-Typ. In Fig. 1 ist das Getriebegehäuse mit 1 bezeichnet. Am Gehäuse 1 sind vier Kompressorgehäuse 3 I, 3 II, 3 III und 3 IV befestigt, in denen die vier Gebläseräder 2 I, 2 II, 2 III und 2 IV angeordnet sind. Die römischen Ziffern I, II, III und IV weisen auf die erste, zweite, dritte und vierte Stufe des Mehrstufen-Kompressoraggregates hin. Die Gebläseräder 2 I bis 2 IV in den Gehäusen 3 I bis 3 IV bilden die Kompressoren 4 I, 411,4111 und 4 IV.

Das Gebläserad 2 I ist vom Ansaug-Diagonalströmungs-typ, während das Gebläserad 2 II der zweiten Stufe ein Zentri-fugal-Gebläserad ist. Beide Gebläseräder sind an den entgegengesetzten freifliegenden Enden einer gemeinsamen Welle 6, die in den beiden Lagern 5 geführt ist, befestigt. Die beiden Lager 5 sind beidseitig eines Ritzels 7 zwischen den beiden Gebläserädern 2 I und 2 II angeordnet. Das Ritzel 7, welches in der Mitte an der Welle 6 befestigt ist, kämmt mit dem grossen Triebrad 8.

Das Gebläserad 2 III des dritten Kompressors ist wiederum vom Diagonal-Strömungstyp, während das Gebläserad 2 IV des vierten Kompressors abermals ein Zentrifugal-Geblä-serad ist. Diese Gebläseräder sind in den entgegengesetzten, freifliegenden Enden einer gemeisnamen Welle 10, die an den beiden Lagern 9 geführt ist, befestigt.

Die beiden Lager 9 sind beidseitig eines Ritzels 11 zwischen den beiden Gebläserädern 2 III und 2 IV angeordnet. Das Ritzel 11, welches in der Mitte auf der Welle 10 befestigt ist, kämmt ebenfalls mit dem grossen Triebrad 8.

Das Triebrad 8 ist auf einer Welle 13 befestigt, die in den Lagern 12 drehbar gelagert und über eine Kupplung 14 mit dem Abtrieb eines Motors 15 verbunden ist. Die Tourenzahl des Antriebsorgans 15 ist um das Verhältnis der Zähnezahl der Ritzel 7 und 11 zum Triebrad 8 kleiner als die Tourenzahl der Wellen 6 und 10. Die Wellen 6 und 10, mit den darauf befestigten Gebläserädern 2 I, 2 II bzw. 2 III und 2 IV, drehen mit hoher Geschwindigkeit, um das gewünschte Verdichtungsverhältnis zu erreichen. Da das Treibrad 8 mit mehreren Ritzeln, mit unterschiedlichem Übersetzungsverhältnis kämmt, werden die Tourenzahlenverhältnisse und damit die Rotationsgeschwindigkeiten der Wellen differieren. Die Kühler 16, 17 und 18 sind von den eigentlichen Kompressoren getrennt aufgestellt. Sie sind in den Verbindungsleitungen 22 angeordnet, die jeweils den Auslass des vorhergehenden Kompressors mit dem nachgeschalteten Kompressor verbinden.

Die Kompressoren 4 I und 4 II der ersten und zweiten Druckstufe sind an den beiden Enden derselben Welle befestigt, wodurch die Rotationsgeschwindigkeit ihrer Gebläseräder 2 I und 2 II gleich ist. Ebenso sind die Kompressoren 4 III und 4 IV der dritten und vierten Stufe an den Enden derselben Welle 10 befestigt, wodurch die Rotationsgeschwindigkeit ihre Gebläseräder 2 III und 2 IV gleich ist.

Im dargestellten Beispiel sind die Kompressoren der ersten und dritten Stufe mit Gebläserädern des Diagonal- oder Gemischt-Flusstyps versehen. Als Diagonalfluss-Gebläserad wird ein Gebläserad bezeichnet, bei dem das Gas axial eintritt und diagonal oder zur Achse geneigt austritt.

In Fig. 3 ist eine imaginäre Meridianfläche 33 im Gasfluss

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

60

65

639 463

4

eines Gebläserades vom Einlass 31 bis zum Auslass 32 dargestellt. In dieser Meridianfläche 33 verläuft eine Strömungslinie 34. Das ausströmende Gas mit der Geschwindigkeit C weist nicht nur eine radiale Komponente Cr und eine tangentiale Komponente C() wie in einem Zentrifugalgebläserad, sondern 5 eine zusätzliche axiale Komponente Z auf. Der Ausströmungswinkel a zwischen der Geschwindigkeitskomponente Cm entlang der obengenannten Meridianströmungslinie 34 und der Axial-Richtung Z kann somit zwischen null Grad entsprechend einem Axial-Gebläserad und 90 Grad bei einem Zentri- io fugal-Gebläserad variieren. Bei einem Gebläserad des Diago-naldurchfluss-Types liegt der Ausströmungswinkel üblicherweise zwischen 20 und 70 Grad.

Ein solches Gebläserad ist besonders geeignet für die charakteristischen Zwischenbereiche zwischen einem Gebläse- is rad des Zentrifugal- und Axial-Durchflusstypes. Je kleiner der Ausströmungswinkel a um so grösser ist die spezifische Geschwindigkeit Ns und um so höher die Effizienz. Folglich kann für ein Diagonalgebläserad eine höhere spezifische Geschwindigkeit Ns verwendet werden als für ein Zentrifugal- 20 Gebläserad mit demselben Aussendurchmesser.

Aus der Gleichung (1) wissen wir, dass die Durchflussmenge Q proportional zum Quadrat der spezifischen Geschwindigkeit Ns ist. Folglich kann ein Diagonalgebläse, welches ja eine höhere spezifische Geschwindigkeit Ns im Ver- 25 gleich zu einem Zentrifugalgebläserad des gleichen Durchmessers aufweist, eine im Verhältnis der Quadrate der spezifischen Geschwindigkeiten Ns höhere Durchflussmenge bewältigen.

Basierend auf den Eigenschaften des Diagonaldurchfluss-Gebläserades ist der Ausströmungswinkel a I des Gebläsera- 30 des 2 I der ersten Stufe kleiner als der Ausströmungswinkel a II des Gebläserades 2 II der zweiten Druckstufe, wie Fig. 2 zeigt. Die Beziehung zwischen den spezifischen Geschwindigkeiten und den Durchflussmengen Q zeigt die nachfolgende Gleichung: 35

Nr I Ns II

■ -/

Q I

oir

(6)

Diese Gleichung trifft zu auf die Verhältnisse wie in den Fig. 1 40 und 2 dargestellt, wo das Gebläserad 2 I des ersten Kompressors ein Diagonal-Gebläserad und das Gebläserad 2 II des zweiten Kompressors ein Zentrifugalrad ist und beide auf einer gemeinsamen Welle befestigt sind. Bei dieser Wahl der Ausströmungswinkel a I und a II wird der maximale Wir- 45 kungsgrad bei der optimalen spezifischen Geschwindigkeit Ns erreicht, wenn die beiden Gebläseräder 2 I und 2 11 mit der gleichen Rotationsgeschwindigkeit betrieben werden und annähernd den gleichen Aussendurchmesser D aufweisen.

Es ist nun auch möglich, gleichzeitig die Zentrifugalkräfte 50 der Gebläseräder 2 I und 2 II beider Stufen bis zur Zulässig-keitsgrenze ihrer Materialien zu steigern. Wie im vorgenannten Falle, bei dem das Verdichtungsverhältnis 2 betragen soll, erreicht die Durchflussmenge am Einlass der Folgestufe ungefähr 50% der Durchflussmenge am Eingang der vorherigen 55 Stufe. Folglich beträgt der Quotient der optimalen spezifischen Geschwindigkeiten

NSI

Ns II

■yr-

= ÏU75-

= 1.4

(7)

Um das optimale spezifische Geschwindigkeitsverhältnis von 1,4 in der erfindungsgemässen Anordnung zu erreichen, wurde das Gebläserad 2 II als Zentrifugalrad mit einem Aus- 65 strömungswinkel von a = 90° und das Gebläserad 2 I der vorherigen Druckstufe als Diagonalgebläserad mit einem Ausströmungswinkel von a = 45° ausgelegt.

Die Beziehung zwischen den Gebläserädern 2 III und 2 IV der dritten bzw. vierten Druckstufe auf der gemeinsamen Welle 10 ist absolut identisch mit der vorgenannten Beziehung zwischen den Gebläserädern 2 I und 2 II. Das heisst, dass das Gebläserad 2 III ein Diagonalgebläserad mit einem Ausströmungswinkel von 45° und das Gebläserad 2 IV ein Zentrifugalrad ist.

Das optimale Verhältnis der spezifischen Geschwindigkeiten der Gebläseräder 2 II und 2 III der zweiten und dritten Druckstufe wird auf herkömmliche Art durch die richtige Wahl der Zähnezahl der Ritzel 7 und 11 bestimmt, d.h. in Übereinstimmung mit der Differenz der Rotationsgeschwindigkeiten der Wellen 6 und 10 und dem Unterschied der Aussendurchmesser.

Nachfolgend ist die Wirkungsweise des erfindungsgemässen Mehrstufen-Turbokompressoraggregates der vorbeschriebenen Bauart erläutert. Wie in Fig. 1 dargestellt, wird ein Gas-Fluidum a, wie Gas oder Luft im Kompressor 4 I der ersten Stufe komprimiert und der Druck erhöht. Nachdem es den Zwischenkühler 16 durchströmt hat, erreicht das Fluidum den Kompressor 4 II der zweiten Druckstufe, dessen Gebläserad 2 II auf der gleichen Welle 6 befestigt ist.

Die Gebläseräder 2 I und 2 II können bei diesem Komprimier- und Druckerhöhungs-Vorgang im entsprechenden Optimalbereich ihrer spezifischen Geschwindigkeiten betrieben werden, wodurch die erreichbaren Wirkungsgrade hoch sind. Die Temperatur des gasförmigen Fluidums a wird beim Komprimieren in der ersten Stufe erhöht, doch wird sie im nachfolgenden Zwischenkühler 16 gesenkt, bevor das gasförmige Fluidum in den Kompressor 4 II der zweiten Druckstufe einströmt. Somit wird eine annähernd isotherme Kompression erreicht und damit der Wirkungsgrad abermals erhöht. Das aus dem Kompressor 4 II der zweiten Druckstufe strömende gasförmige Fluidum a wird abermals im Zwischenkühler 17 abgekühlt, bevor es in den Kompressor 4 III der dritten Druckstufe eintritt, dessen Gebläserad 2 III auf der zweiten Welle 10 befestigt ist. Nachdem das gasförmige Fluidum a im Kompressor 4 III der dritten Druckstufe abermals komprimiert und durch den dritten Zwischenkühler 18 geströmt ist, tritt es in den Kompressor 4 IV der vierten Druckstufe mit dem Gebläserad 2 IV ein, welches auf derselben Welle 10 befestigt ist. Das auf den gewünschten Druck komprimierte Gas a wird nun abgeführt. Wenn der gewünschte Abgabedruck relativ niedrig ist, kann die vierte Stufe weggelassen werden, wobei die gesamte Maschine zum Dreistufen-Kompressoraggregat wird. In anderen Fällen können zu den vier Kompressoren der vier Druckstufen weitere Stufen mit weiteren Wellen angefügt werden.

Es können auch alle Aussendurchmesser gleich gross sein, um damit eine vorteilhafte Nutzung der Materialfestigkeit zu gewähren, ohne dabei die vorgenannten Vorteile der erfindungsgemässen Maschine zu beeinträchtigen. Diese Massnahme erlaubt eine Reduktion der Anzahl Wellen bzw. der Anzahl Kompressoren in Abhängigkeit des erforderlichen Druckes. Dies bedeutet eine Verkleinerung und Vereinfachung der gesamten Maschine.

Generell werden die Aussenmasse eines Kompressors durch den Aussendurchmesser des Gebläserades der ersten Druckstufe beeinflusst, welches den grössten Durchmesser aufweist. Gemäss der Erfindung ist dieses Gebläserad ein Diagonal-Gebläserad, welches einen geringeren Durchmesser aufweist als ein übliches Zentrifugalrad herkömmlicher Kompressoren mit gleicher Durchflussmenge. Bei beispielsweise einem Verdichtungsverhältnis von 2 erreicht das Diagonalgebläserad nur 79% des Durchmessers eines Zentrifugalrades mit gleicher Durchflussmenge Q. Folglich lässt sich hierdurch eine Grös-senreduktion des gesamten Mehrstufen-Tubokompressorag-gregates erreichen.

1 Blatt Zeichnungen

Claims (3)

639 463

1. Kompressoraggregat zum Verdichten eines Gases in aufeinanderfolgenden Stufen mit Hilfe mehrerer Turbo-Kompressoren, die je eigene Gebläseräder und Wellen aufweisen, welch letztgenannte von einem gemeinsamen Antriebsorgan angetrieben werden, dadurch gekennzeichnet, dass jede dieser Wellen (6, 10) mehrere Gebläseräder (2 I, 2 II; 2 III, 2 IV) von zwei hintereinandergeschalteten Turbokompressoren (4 1,4 II; 4 III, 4 IV) tragen und dass dem auf einer der Wellen (6) angeordneten Kompressor (4 II) mit der höheren Druckstufe ein Kompressor (4 III) mit der nächsthöheren Druckstufe auf einer anderen der Wellen (10) nachgeschaltet ist, wobei immer der Austritts-Strömungswinkel (a I, a III) des Gebläserades (2 I, 2 III) einer vorhergehenden niedrigeren Druckstufe kleiner ist als derjenige (a II, a IV) eines Gebläserades einer nachfolgenden höheren Druckstufe (2 II, 2 IV), sofern diese Gebläseräder auf derselben Welle angebracht sind, wobei der Austritts-Strömungswinkel (a) den Winkel zwischen der Geschwindigkeits-Komponente (Cm) entlang einer Stromlinie (34) in einer imaginären Mittenfläche (33) im Strömungsweg des Gebläserades von dessen Eintrittsseite (31) zur Austrittsseite (32) darstellt und wobei die Geschwindigkeits-Kompo-nente (Cm) die Komponente der Austrittsgeschwindigkeit (C) in Richtung (Z) der Rotationsachse des Gebläserades ist.

2. Kompressoraggregat nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass auf jeder Welle (6, 10) zwei Gebläseräder (2 I, 2 II; 2 III, 2 IV) angeordnet sind, von denen mindestens das Gebläserad (2 I, 2 III) der niedrigeren Druckstufe ein Diago-nalströmungs-Gebläserad ist.

2

PATENTANSPRÜCHE

3. Kompressoraggregat nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass alle Gebläseräder (2 I, 2 II, 2 III, 2 IV) denselben Aussendurchmesser aufweisen.