DE2908800C2

DE2908800C2 - Mehrstufiger einwelliger Turbokompressor mit Laufrädern gleichen Durchmesers

Info

Publication number: DE2908800C2
Application number: DE2908800A
Authority: DE
Inventors: Yoshikazu Kobe Hyogo Fujino
Original assignee: Kawasaki Jukogyo KK
Current assignee: Kawasaki Motors Ltd
Priority date: 1978-03-07
Filing date: 1979-03-07
Publication date: 1989-06-29
Also published as: IT1114558B; US4224010B1; BR7901358A; JPS54117915A; DE7906322U1; US4224010A; CH638018A5; GB2018359A; FR2419415A1; IT7948207A0; FR2419415B1; GB2018359B; DE2908800A1; JPS5817357B2

Description

Die Erfindung betrifft einen mehrstufigen einwelligen Turbokompressor gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.

Bisher waren bei mehrstufigen Turbokompressoren die Laufräder der einzelnen Stufen entsprechend der Bauart für die axiale Strömung, für die zentrifugale Strömung oder für eine Kombination der beiden ausgelegt. Wie aus dem Buch »Kreiselpumpen für Flüssigkeiten und Gase«, Dr. Ing. C. Pfleiderer, 4. Auf!, Springer Verlag, Seite 472, bekannt ist, sind beispielsweise bei einer herkömmlichen Ausführung mehrere Laufräder der zentrifugalen Bauart hintereinander in Tandemanordnung auf einer einzigen Welle befestigt und alle Laufräder weisen den gleichen Außendurchmesser und ein konstantes Verhältnis zwischen Laufradinnendurchmesser und Laufradaußendurchmesser auf. Sind die Außendurchmesser sämtlicher Laufräder gleich groß, so nimmt die spezifische Drehzahl N_s proportional mit ]/Q in Richtung auf die hinteren Stufen ab.

Jedoch ist der Bereich der optimalen spezifischen Drehzahl, in welchem ein Laufrad der zentrifugalen Bauart einen hohen Wirkungsgrad entwickeln kann, nicht sehr ausgedehnt. Aus diesem Grunde weist die spezifische Drehzahl N_s nur eines Teils der Laufräder einen optimalen Wert auf und ein Absinken der Wirkungsgrade der anderen Laufräder kann nicht vermieden werden. Hierin liegt die Ursache des Absinkens des Gesamtwirkungsgrades eines Turbokompressors.

Zur Überwindung dieser Schwierigkeiten wurden bei

pinpm Tnrhnknmnrpccnr σρι-näR Hpm OKprKporiff Hpe ca durchmesser der Laufräder der drei Gruppen vom vorderen zum hinteren Ende fortlaufend ab und die spezifische Drehzahl M jedes Laufrades is! soweit wie möglich dem optimalen Wert angenähert Während in diesem Fall die Wirkungsgrade aller Laufräder erhöht werden können, da die Außendurchmesser der Laufräder der rückwärtigen Gruppen klein sind, sind ihre Umfangsgeschwindigkeiten klein und die Druckhöhe je Stufe nimmt mit dem Quadrat der Umfangsgeschwindigkeit

ίο ab.

Dies bedeutet, daß die Druckverhältnisse der Laufräder der hinteren Stufen abnehmen und das Kompressionsvermögen oder die Verdichtungsleistung des Kompressors oder des Verdichters im ganzen abnimmt. Um dasselbe Kompressionsvermögen zu erhalten, ist es statt dessen erforderlich, die Anzahl der Stufen über die bei den oben beschriebenen bekannten Kompressoren übliche Anzahl hinaus zu erhöhen.

Wie vorstehend dargelegt, tritt, falls alle Räder die zentrifugale Bauart aufweisen, eine Senkung des Wirkungsgrades des Kompressors insgesamt ein, und Versuche, dieses Absinken des Wirkungsgrades zu verhindern, haben zur Notwendigkeit geführt, die Anzahl der Stufen zn erhöhen.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen mehrstufigen einwelligen Turbokompressor zu schaffen, der eine;; maximalen Gesamtwirkungsgrad erzielt.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des kennzeichnenden Teils des Anspruchs 1 gelöst.

Dabei sieht die Erfindung einen mehrstufigen einwelligen Turbokompressor vor, bei dem sämtliche oder die Mehrzahl der Laufräder für Diagonalströmung mit Austrittswinkeln am Ausgang von weniger als 90 Grad ausgebildet sind, wobei die Austrittswinkel von den Laufrädern nahe dem Ansaugende des Kompressors zu den Laufrädern nahe seinem Ausstoßende zunehmen und so jedem Laufrad eine spezifische Geschwindigkeit von optimalem Wert erteilt wird.

Neben einer Ausführungsform, bei der die Mehrzahl der Laufräder in drei Gruppen I, II und III unterteilt ist, sind verschiedene andere Unterteilungen und Anordnungen im Rahmen der Erfindung denkbar. Beispielsweise können zwei Gruppen II und III oder vier oder mehr Gruppen verwendet werden. Ferner kann ein Laufrad in jeder Gruppe vorgesehen sein.

Ferner kann der Außendurchmesser D der Laufräder gemäß F i g. 2 gleich dem Außendurchmesser des Laufrads der Endstufe bei einem bekannten mehrstufigen Turbokompressor gemacht werden, der nur Laufräder der zentrifugalen Bauart aufweist, wie z. B. bei einem Turbokompressor mit zentrifugalen Laufrädern, deren Außendurchmesser vom Ansaugende zum Ausstoßende fortschreitend, wie oben beschrieben, abnehmen, d. h.

gleich dem Außendurchmesser des kleinsten Laufrades bei einem herkömmlichen Turbokompressor sind. Aus diesem Grunde kann, zusammen mit der obenerwähnten Herabsetzung der Stufenzahl, eine Verringerung der Größe sowie des Gewichts des Kompressors erzielt

Patentanspruchs 1 — wie in dem Buch »Axial- und Radialkompressoren«, Dr. Ing. B. Eckert, Springer Verlag, 1953, S. 76, Abb. 73 beschrieben — mehrere Laufräder, die hintereinander in Tandemanordnung auf einer rotierenden Welle befestigt sind, bezüglich der Richtung vom Ansaugende zum Ausstoßende in drei Gruppen unterteilt. Die Außendurchmesser der Laufräder in jeder Gruppe sind gleich groß, jedoch nehmen die Außen-Von Vorteil ist ferner, daß, da der Biegungswinkel der Stromlinien in der Meridianebene vom Eingang zum Ausgang eines Laufrades mit Diagonalströmung kleiner als der 90° -Winkel der Laufräder der zentrifugalen Bauart ist, der Verlust infolge Umbiegens der Strömungsrichtung kleiner und der flüssigkeitsmechanische Wirkungsgrad hoch ist. Da außerdem die spezifische Drehzahl N_s jedes Laufrades so gewählt werden kann, daß sie

in Einklang mil der angesaugten volumetrischen Strömungsmenge Q einen optimalen Wert besitzt, wird der Wirkungsgrad der Verdichtung weiter verbessert

Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachstehend anhand der Zeichnungen näher beschrieben. Dabei zeigt

F i g. 1 einen Längsschnitt durch eine Ausführungsform eines mehrstufigen einwelligen Turbokompressors.

Fig. 2 einrn Längsschnitt durch ein Teil des Korn- ίο pressors der F i g. 1 und

Fig.3 eine schematische Darstellung der Gasströmung an einem Flügel-bzw. Laufrad des Kompressors.

In dem Ausführungsbeispie! nach Fig. 1 hat der mehrstufige einwellige Turbokompressor — im nachfolgenden einfach als Turbokompressor bezeichnet — als Hauptbestandteil ein Gehäuse 1 mit Ansaug- und Ausstobende, eine Welle 2, die drehbar in Lagern 3 gehalten wird, welche an den beiden Enden des Gehäuses I befestigt sind, sowie eine Mehrzahl von Flügel- bzw. Laufrädem 4, die hintereinander in Tandemanordnung auf der Welle 2 angebracht sind. Die Strömungswege 7 des Gases zwischen zwei benachbarten Stufen, d. h. zwischen den Ausgängen der jeweils vorhergehenden Stufen und den Eingängen der entsprechenden nachfolgenden Stufen, werden durch Führungsplatten bzw. Leitkörper 5 und 6 gebildet. Das zu komprimierende Gas wird durch einen Einlaßstutzen U angesaugt, der am Ansaugende des Gehäuses 1 an dieses angeformt ist, und das verdichtete Gas wird durch einen Auslaßstutzen 12 ausgestoßen, der am Ausstoßende des Gehäuses 1 an dieses angeformt ist.

Im einzelnen ist in F i g. 3 angenommen, daß eine Meridianebene 33 in dem Strömungsweg des Gases durch ein Laufrad von seinem Eingang 31 zu seinem Ausgang 32 verläuft, wobei das Laufrad um eine Achse Z in Richtung des Pfeils A rotiert. In diesem Fall hat die Austrittsgeschwindigkeit C des längs einer Stromlinie 34 in der Meridianebene aus dem Laufrad abströmenden Gases nicht nur eine radiale Komponente C_r und eine tangentiale Komponente Cg wie bei einem Laufrad der zentrifugalen Bauart, sondern auch eine axiale Komponente C₁. Wenn demnach der Austrittswinkel am Ausgang 32 des Laufrades, das ist der Winkel χ zwischen der Geschwindigkeitskomponente C_m längs der vorerwähnten Strömungslinie und der Achsrichtung Z Null ist, wird das Laufrad zu einem solchen der Bauart für Axialströmung. Wenn der Winkel χ den Wert von 90° annimmt, wird das Laufrad zu einem solchen der zentrifugalen Bauart. Aus diesem Grunde weist ein Laufrad, das die Eigenschaften einer Diagonalströmung aufweist, in der praktischen Ausführung am Ausgang einen Strömungswinkel in dem Bereich von 20 bis 70° auf.

Ein derartiges Laufrad eignet sich zur Verwendung für Charakteristiken zwischen denjenigen der zentrifugalen Bauart und denjenigen der Bauart mit axialer Strömung, z. B. zur Verwendung in einem Zwischenbereich der spezifischen Drehzahl. Je kleiner der Austrittswinkel χ am Ausgang ist, desto größer ist die spezifische Drehzahl N_s und desto höher ist der Wirkungsgrad. Somit kann bei einem Laufrad mit diagonaler Strömung eine optimale spezifische Drehzahl erzielt werden, die größer als diejenige eines Laufrades der zentrifugalen Bauart von dem gleichen Außendurchmesser ist. Die volumetrische Strömungsmenge Q ist dem Quadrat der spezifischen Drehzahl N_s proportional und daher kann ein Laufrad für diagonale Strömung, das eine hohe optimale Drehzahl aufweist, eine größere Strömungsmenge im Vergleich zu einem zentrifugalen Laufrad von gleichem Außendurchmesser verarbeiten, wobei das Verhältnis proportional dem Quadrat des Verhältnisses der optimalen spezifischen Drehzahl AZ₁ der beiden Laufradtypen ist.

Durch Ausnutzung der Charakteristiken dieser Art von Laufräder der diagonalen Bauart ist es möglich, einen Turbokompressor zu schaffen, bei dem eine Mehrzahl von Laufrädern, die den gleichen Durchmesser mit unterschiedlichen volumetrischen Ansaugströmungsmengen aufweisen, die bei ihren optimalen spezifischen Drehzahlen arbeiten, und die auf einer einzigen rotierenden Welle angebracht sind.

Dementsprechend ist bei dem in Fig. 1 dargestellten mehrstufigen Turbokompressor die Mehrzahl der Laufräder 4, wie F i g. 2 erkennen läßt, mit dem gleichen Außendurchmesser D ausgestattet und außerdem in drei Laufradgruppen I, Il und III unterteilt, die je zwei Laufräder umfassen, nämlich 41, 411 bzw. 4 III. Ein wichtiges Kennzeichen dieser Laufräder besteht darin, daß der Austrittswinkel α am Ausgang der Laufräder einer stromaufwärts befindlichen Stufe kleiner als der Winkel χ einer stromabwärts liegenden Stufe ist. Demnach haben die am weitesten stromaufwärts liegenden Laufräder 4 I der Gruppe I einen kleinen Austrittswinkel en I am Ausgang, die Laufräder 4 II der Zwischenstufe in der Gruppe II einen größeren Austrittswinkel χ II, und die Laufräder 4 IH der am weitesten stromabwärts gelegenen Stufe der Gruppe III haben am Ausgang einen noch größeren Austrittswinkel χ II, wobei in diesem Beispiel Laufräder der zentrifugalen Bauart vorgesehen sind. Dies bedeutet, daß die Austrittswinkel am Ausgang in folgendem Verhältnis stehen:

Aus diesem Grunde werden die optimalen spezifischen Drehzahlen N₅ als Laufradcharakteristiken fortlaufend in der Reihenfolge der Gruppen 1, U und III kleiner.

Falls das gewünschte Verdichtungsverhältnis des Turbokompressors der vorliegenden Ausführungsform z. B. 20 beträgt, werden die Werte der Austrittswinkel χ I, χ II und χ III der Laufradgruppen I, II und III zweckmäßig auf χ I = 30°, χ 11 = 60° und χ 111 = 90° eingestellt, so daß die spezifische Drehzahl N_s jedes der Laufräder 4, hier 4 1,4 II und 4 III, einen optimalen Wert besitzt.

Bei dem oben beschriebenen Verfahren der Verdichtung und Druckerhöhung ist der Kompressionswirkungsgrad hoch, da die spezifische Drehzahl N₅ jedes der Laufräder 4, nämlich 4 I, 4 II und 4 III, innerhalb ihres optimalen Bereichs liegt.

Hierzu 2 Blatt Zeichnungen

Claims

Patenlansprüche:

1. Mehrstufiger, einwelliger Turbokompressor mit Laufrädern gleichen Durchmessers, wobei die spezifische Drehzahl der Laufräder nach den hinteren, stromabwärts liegenden Stufen abnimmt, -dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens einige der Laufräder (4) Laufräder für diagonale Strömung sind, mit einem Austrittswinkel (λ) von weniger als 90° und daß die Laufräder in mehrere, hintereinander angeordnete Gruppen (J, II, III) unterteilt sind, die wenigstens je ein Laufrad umfassen, wobei der Austrittswinkel (λ) jedes Laufrades in einer näher dem Einlaß (11) des Gehäuses (1) befindlichen Gruppe kleiner als der Austrittswinkel '-ή jedes Laufrades m einer weiter entfernt vom Einlaß (11) des Gehäuses befindlichen Gruppe ist

2. Mehrstufiger einwelliger Turbokompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß jede der Gruppen (1, II, III) mehrere Laufräder (4) mit demselben Austrittswinkel (<*) aufweist.

3. Mehrstufiger einwelliger Turbokompressor nach Anspruch 1 bis 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Austrittswinkel (λ) der Laufräder (4) für diagonale Strömung im Bereich von 20° bis 70° liegen.