DE19938492A1

DE19938492A1 - Getriebeanordnung für einen mehrstufigen Turboverdichter

Info

Publication number: DE19938492A1
Application number: DE1999138492
Authority: DE
Inventors: Carsten Ulbrich
Original assignee: MAN Turbomaschinen AG GHH Borsig
Current assignee: MAN Turbo AG
Priority date: 1999-08-13
Filing date: 1999-08-13
Publication date: 2001-02-15
Also published as: WO2001012994A1

Abstract

Eine Getriebeanordnung für einen mehrstufigen Getriebe-Turboverdichter oder einem Kombi-Getriebe-Turboverdichter hat ein Doppelantriebszahnrad, bestehend aus einem Hauptantriebszahnrad 2 mit größerem Zahnmodul und einen Sekundärzahnkranz 3 mit wesentlich kleinerem Zahnmodul. Um das Doppelantriebszahnrad verteilt sind mehrere Ritzelwellen angeordnet, deren Ritzel mit dem Hauptantriebszahnrad 2 oder mit dem Sekundärzahnkranz 3 kämmen und den entsprechend größeren bzw. kleineren Zahnmodul haben. Die mit dem Sekundärzahnkranz 3 kämmenden Ritzel haben wesentlich kleineren Durchmesser und werden somit mit wesentlich höherer Drehzahl angetrieben als die mit dem Hauptantriebszahnrad 2 kämmenden Ritzelwellen. Die freien Enden der Ritzelwellen tragen die Laufräder der entsprechenden Verdichterstufe, die somit mit einer dem jeweiligen Druckverhältnis und Volumenstrom der betreffenden Verdichterstufe angepaßten Drehzahl angetrieben werden.

Description

Die Erfindung betrifft eine Getriebeanordnung, insbesondere einstufiges Doppelgetriebe, zum Antreiben eines mehrstufi gen angetriebenen Turboverdichters, und einen mit dem Ge triebe ausgerüsteten sogenannten Getriebe-Turboverdichter.

Bekannte Turboverdichter (DE-PS 9 74 418, DE-OS 21 15 331, Dubbel Taschenbuch für den Maschinenbau 14. Auflage, 1981, Seiten 920-921) weisen vier Verdichterstufen auf, deren Laufräder paarweise auf zwei Ritzelwellen angeordnet und über ein zentrales Antriebszahnrad eines einstufigen Ge triebes angetrieben sind.

Aus der DE-OS 37 07 922 ist ein Getriebe-Turboverdichter bekannt, bei dem zwischen der Antriebswelle und der die Ver dichterlaufräder tragenden Ritzelwelle ein Zwischenzahrad angeordnet ist. Dieses Zwischenzahnrad dient der Überbrüc kung eines großen Achsabstandes zwischen der Antriebswelle und der Ritzelwelle, so daß bei kleinen Schwungmassen eine niedrige Drehzahl in eine sehr hohe Drehzahl übersetzt wer den kann. Die US-PS 23 13 205 zeigt ein Getriebe für einen Turboverdichter, das zwei auf einer Welle angeordnete Zahn räder unterschiedlichen Durchmessers enthält, über die die Antriebswelle mit der Verdichterwelle verbunden ist.

Die DE 40 03 482 C2 und die EP 0 440 902 B1 zeigen einen Getriebe-Turboverdichter mit einem zweistufigen Getriebe, das ein Doppelzwischenzahnrad enthält, wobei ein kleineres Zahnrad und ein etwas größeres Zahnrad gemeinsam auf eine Welle aufgeschrumpft und dadurch zu einer Einheit verbunden sind. Das kleinere Zahnrad weist den größeren Zahnmodul und steht mit dem Hauptantriebszahnrad in Eingriff, von dem zweit Ritzelwellen 1 und 2 angetrieben werden. Das größere Zahnrad hat einen wesentlich kleineren Zahnmodul und treibt drei Ritzelwellen 3, 4 und 6 an.

Die Höhe des erreichbaren Wirkungsgrades eines Turbo-ver dichters hängt davon ab, ob die dimensionslose "Spezifische Drehzahl" σ jeder einzelnen Verdichterstufe im Optimalbe reich gehalten werden kann trotz starker Volumenstromände rungen infolge der Verdichtung von Verdichterstufe zu Ver dichterstufe.

Die spezifische Drehzahl jeder einzelnen Verdichterstufe ist gemäß der angeschriebenen Beziehung von der sekundlichen Drehzahl n_s, dem Eintrittsvolumenstrom V und der Größe Y ab hängig, wobei Y aus den Gasdaten C_P, der Eintrittstemperatur T_E und vor allem aus dem Druckverhältnis P_A/P_E der Verdichter stufe berechnet wird. In der Regel verändert sich das Stufen druckverhältnis nur wenig oder kann konstant sein, der Ein trittsvolumenstrom V verändert sich jedoch durch die Ver dichtung von Stufe zu Stufe stark. Um die spezifische Dreh zahl, und damit den Stufenwirkungsgrad, im Optimalbereich zu halten, muß die Drehzahl von Stufe zu Stufe oder spätestens nach zwei Stufen erhöht werden.

Steigende Stufendruckverhältnisse sind untrennbar mit stei genden Strömungsgeschwindigkeiten gekoppelt. Bei Annäherung an die Schallgeschwindigkeit nehmen die Strömungsverluste stark zu und somit der Wirkungsgrad ab, die Stufendruckver hältnisse sind daher begrenzt. Turboverdichter für hohe Druckverhältnisse erfordern entsprechend viele Verdichter stufen. Für ein Druckverhältnis von P_A/P_E = 60 sind z. B. sechs bis sieben Verdichterstufen, für P_A/P_E = 90 mindestens acht Verdichterstufen und Druckverhältnisse P_A/P_E = 180-200 mindestens zehn Vordichterstufen erforderlich. In Turbover dichtern dieser Gattung haben die ersten Stufen mäßige Dreh zahlen, während die letzten Stufen sehr hohe Drehzahlen er fordern.

Es ist also zwangsläufig, daß neben normalen Übersetzungs verhältnissen auch sehr große Übersetzungsverhältnisse in einem einzigen Getriebe realisiert werden müssen. Ähnliche Verhältnisse liegen vor, wenn zwei oder gar drei Turbover dichter zu einer Einheit zu einem sogenannten Kombiverdich ter zusammengefaßt werden. Da diese in der Regel verschie den große Volumenströme verdichten, welche möglicherweise erheblich voneinander abweichen, ergibt sich auch hier die Notwendigkeit, neben normalen Übersetzungsverhältnissen auch große Übersetzungen in ein und demselben Getriebe technisch zu realisieren.

In DE 40 03 482 C2 und EP 0 440 902 B1 werden Getriebe- Turboverdichter beschrieben, welche das geschilderte Pro blem durch Einbau eines Doppel-Zwischenzahnrades lösen, wo bei die beiden zu einer Einheit zusammengefaßten Zahnräder stark verschiedene Zahnmodule aufweisen. Das Getriebe ist dadurch zwangsweise zweistufig.

Diese Lösung enthält folgende Nachteile: Das Zwischenzahnrad erfordert eine separate Lagerung (axial u. radial), wobei die Lagerzapfen mit etwa der doppelten Antriebsdrehzahl (oder mehr) umlaufen. Außerdem addieren sich bei einem Zwi schenrad die An- und Abtriebszahnkräfte und verstärken die Lagerbelastung. Die relativ hohen Umfangsgeschwindigkeiten erzeugen erhebliche mechanische Zusatzverluste. Das mit dem Hauptantriebszahnrad in Eingriff stehende Zahnrad des Dop pelzwischenrades hat die gleiche Umfangsgeschwindigkeit wie das Hauptantriebszahnrad. Das zweite mit dem kleineren Zahn modul hat eine höhere Umfangsgeschwindigkeit und erzeugt wie die Lagerung zusätzliche mechanische Verluste. Der Bauauf wand für das Getriebegehäuse, inklusive der Ölzuführung für das Zwischenzahnrad, ist erheblich höher.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Getriebean ordnung für einen Turboverdichter für hohe Druckverhältnisse mit optimalen Wirkungsgraden oder für Kombi-Turboverdichter mit stark differierenden Volumenströmen mit optimalen Wir kungsgraden zu bauen, und zwar ohne die Verwendung eines Doppel-Zwischenzahnrades gemäß DE 40 03 482 C2 und EP 0 440 902 C1. Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.

Durch Aufschrumpfen eines Sekundärzahnkranzes auf eine seitlich angeordnete zylindrische Fläche des Hauptantriebs zahnrades, wobei der Sekundärzahnkranz einen wesentlich kleineren Zahnmodul aufweist als das Hauptantriebszahnrad, wodurch dessen Zähnezahl erhöht wird, wird ein integrales Getriebe für Turboverdichter geschaffen, welches neben mä ßigen Drehzahlen für die ersten Verdichterstufen gleichzei tig sehr hohe Drehzahlen für die kleineren Verdichterstufen realisiert.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in den Zeichnun gen Fig. 1 bis Fig. 5 dargestellt und wird im folgenden nä her erläutert:
Die Zeichnungen stellen ein integrales Geriebe für einen mehrstufigen Turboverdichter oder für eine Kombi-Turbover dichter dar. Über die Antriebswelle (1) werden ein Hauptan triebszahnrad (2) und ein darauf aufgeschrumpftes Sekundär zahnrad (3) angetrieben. Der Fußkreis des Sekundärzahnrades (3) ist größer als der Kopfkreis des Hauptantriebszahnrades (2). Der Zahnmodul des Sekundärzahnrades (3) ist wesentlich kleiner als der Zahnmodul des Hauptantriebszahnrades (2), dementsprechend ist die Zähnezahl von (3) wesentlich größer als die Zähnezahl von (2). Die Ritzel der Ritzelwellen (4) und (5) stehen mit dem Hauptantriebszahnrad (2) im Eingriff, die Ritzel der Ritzelwellen (6) und (7) kämmen mit dem Se kundärzahnkranz (3). Die Ritzel der Ritzelwellen (6) und (7) haben nicht nur einen wesentlichen kleineren Zahnmodul, son deren auch einen wesentlich kleineren Durchmesser als die mit dem Hauptantriebszahnrad (2) kämmenden Ritzel der Rit zelwellen (4) und (5). Dadurch ist es möglich, die Ritzel wellen (6) und (7) mit sehr viel höheren Drehzahlen anzu treiben als die Ritzelwellen (4) und (5). Die freien Enden der Ritzelwellen (4) bis (7) können z. B. mit den Laufrädern eines sieben- oder achtstufigen Getriebeturboverdichters bestückt werden, wobei alle Laufräder im optimalen Bereich ihrer spezifischen Drehzahl arbeiten. Ein solcher Turbover dichter weist einen optimalen Wirkungsgrad auf. Ebenso kön nen die Ritzelwellen (4) und (5) mit den Laufrädern eines drei- oder vierstufigen Basisverdichters besetzt sein, und die Ritzelwellen (6) und (7) die Laufräder eines zweiten unabhängigen Verdichters tragen, wobei der Volumenstrom des zweiten Verdichters kleiner ist als der des Basisverdich ters.

Die Ritzel der Ritzelwellen (4) und (5), deren Zahnmodul dem des Hauptantriebszahnrades (2) entspricht, können je weils gleichen Durchmesser aufweisen und daher mit gleicher Drehzahl umlaufen. Vorzugsweise, und wie in der Zeichnung dargestellt, haben aber die Ritzel der Ritzelwellen (4) und (5) unterschiedlichen Durchmesser und damit unterschiedli che Zähnezahl, so daß sie mit unterschiedlicher Drehzahl umlaufen. Entsprechendes gilt für die Ritzelwellen (6) und (7).

Es ergeben sich logischerweise weitere Kombinationen, z. B. Basisverdichter drei- oder vierstufig, erster Zusatzver dichter zweistufig, zweiter Zusatzverdichter zweistufig, Basisverdichter zweistufig, erster Zusatzverdichter zwei stufig, zweiter Zusatzverdichter drei- oder vierstufig. Al le denkbaren Kombinationen sind zulässig, sofern die spezi fischen Drehzahlen der Verdichterstufen im Optimalbereich gehalten werden können. Kompromisse sind denkbar, da die Herstellkosten für einen Kombiverdichter geringer sind als für Einzelverdichter.

Claims

1. Getriebeanordnung für einen mehrstufigen Turbokompres sor, mit einem von einer Antriebswelle (1) angetriebenen Doppelzahnrad (2, 3), das ein Hauptantriebszahnrad (2) und einen dazu koaxialen Sekundärzahnkranz (3) mit kleinerem Zahnmodul als das Hauptantriebszahnrad (2) aufweist, und mit mindestens zwei zum Doppelzahnrad (2, 3) parallelachsi gen Ritzelwellen (4, 5, 6, 7), von denen jede ein Ritzel und mindestens ein Laufrad einer Verdichterstufe trägt, wo bei das Ritzel mindestens einer Ritzelwelle (4, 5) den gleichen Zahnmodul wie das Hauptantriebszahnrad (2) hat und mit diesem kämmt, und das Ritzel mindestens einer anderen Ritzelwelle (6, 7) den gleichen, kleineren Zahnmodul wie der Sekundärzahnkranz (3) hat und mit diesem kämmt.

2. Getriebeanordnung nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß der Sekundärzahnkranz (3) einen größeren Außendurchmesser als das Hauptantriebszahn rad (2) hat.

3. Getriebeanordnung nach Anspruch 2, dadurch ge kennzeichnet, daß der Fußkreis des Sekundär zahnkranzes (3) gleich oder größer als der Kopfkreis des Hauptantriebszahnrades (2) ist.

4. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, da durch gekennzeichnet, daß das Ritzel der oder jeder vom Sekundärzahnkranz (3) angetriebenen Ritzel welle (6, 7) einen wesentlich kleineren Durchmesser hat als das Ritzel der oder jeder vom Hauptantriebszahnrad (2) an getriebenen Ritzelwelle (4, 5).

5. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, da durch gekennzeichnet, daß mindestens zwei Ritzelwellen (4, 5) mit dem Hauptantriebszahnrad (2) in Eingriff stehen und von diesem angetrieben sind.

6. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens zwei Ritzelwellen (6, 7) mit dem Sekundärzahnkranz (3) in Ein griff stehen und von diesem angetrieben sind.

7. Getriebeanordnung nach Anspruch 5 oder 6, dadurch ge kennzeichnet, daß die vom Hauptantriebszahnrad (2) angetriebenen Ritzelwellen (4, 5) und/oder die vom Se kundärzahnkranz (3) angetriebenen Ritzelwellen (6, 7) in jeweils gleichen Winkelabständen um den Umfang des Hauptan triebszahnrades (2) bzw. des Sekundärzahnkranzes (3) ver teilt angeordnet sind.

8. Getriebeanordnung nach Anspruch 7, dadurch ge kennzeichnet, daß zwei mit dem Hauptantriebs zahnrad (2) kämmende Ritzelwellen (4, 5) einander diametral gegenüberliegend angeordnet sind und daß zwei mit dem Se kundärzahnkranz (3) kämmende Ritzelwellen (5, 6) einander diametral gegenüber und um 90° zu den mit dem Hauptantriebs zahnrad (2) kämmenden Ritzelwellen (4, 5) versetzt angeord net sind.

9. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Doppelzahn rad zwei Sekundärzahnkränze aufweist, die beiderseits des Antriebszahnrades (2) angeordnet sind.

10. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, da durch gekennzeichnet, daß der Sekundärzahn kranz (3) an dem Hauptantriebszahnrad (2) durch Aufschrump fen auf eine zylindrische Fläche des Hauptantriebszahnrades (2) verbunden ist.