DE69432334T2 - Kreiselmaschine für Fluide - Google Patents

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Description

  • Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf Kreiselaggregate für Fluide, wie eine Pumpe oder einen Kompressor, und insbesondere auf ein Kreiselaggregat für Fluide, bei dem Geräusch und Druckpulsation in geeigneter Weise herabgesetzt werden können.
  • Am Auslass eines Laufrads tritt aufgrund der Dicke einer Schaufel und einer Sekundärströmung oder einer Grenzschicht, die sich zwischen den Schaufeln einstellt, eine Durchsatzverteilung ein, die in Umfangsrichtung nicht gleichförmig ist. Ein solcher nicht gleichförmiger, pulsierender Durchfluss beeinträchtigt die Vorderkante der Schaufeln eines Diffusors oder eine Spiralzunge, was zu einer periodischen Druckpulsation führt und Geräusch verursacht. In manchen Fällen lässt eine solche Druckpulsation den Diffusor und ferner ein Gehäuse oder außerhalb davon über einen Anschlussabschnitt ein äußeres Gehäuse vibrieren, wodurch die Schwingung sich in die die Pumpe umgebende Luft fortsetzt und Lärm verursacht.
  • Aus dem Stand der Technik sind einige Vorschläge zur Reduzierung der Druckpulsation und des Geräusches bei Kreiselaggregaten bekannt.
  • Die W0-A-93/10358 offenbart einen Kreiselverdichter, bei welchem die Vorderkanten von Schaufeln eines Arbeitsrads mit Vertiefungen versehen sind, die die Drehradien dieser Kanten in den Körper der Schaufeln verkleinern. Dies bedeutet, dass nach der WO-A-93/10358 ein radialer Abstand zwischen einer Drehachse und der Vorderkante der Arbeitsradschaufel, gemessen längs einer Senkrechten, auf der Drehachse in der Mitte der Arbeitsradschaufel-Vorderkante kleiner gemacht ist als an den beiden Enden der Arbeitsradschaufel-Vorderkante. In diese Vertiefungen treten stationäre Elemente eines Auslasssystems in einer Form ein, die dem Profil der Vertiefungen folgt.
  • Die US-A-2 362 514 offenbart einen Kreiselverdichter mit einem Gehäuse und einem Laufrad, das in dem Gehäuse angeordnet ist und eine Vielzahl von am Umfang im Abstand angeordneten Schaufeln aufweist. In dem Gehäuse ist ferner ein Diffusor angeordnet, der das Laufrad umgibt, um einen Teil der Geschwindigkeitsenergie eines von dem Laufrad geförderten Mediums in Druckenergie umzuwandeln. Dieser Diffusor hat eine Vielzahl von am Umfang angeordneten Schaufeln, wobei die Diffusorschaufeln und die Laufradschaufeln benachbarte Ränder haben, die in entgegengesetzten Richtungen zur Drehachse hin abgeschrägt sind. Die Diffusorschaufeln und die Laufradschaufeln haben benachbarte Abschnitte, die in entgegengesetzten Richtungen bezogen auf Ebenen durch ihre Füße und senkrecht zur Drehebene geneigt sind.
  • Die FR-A-352 787 offenbart eine Axial-Radial-Pumpe in Diffusorbauweise, d.h. die FR-A-352 787 ist auf eine Laufrad-/Diffusorkombination gerichtet. Bei der Anordnung, wie sie in der FR-A-352 787 offenbart ist, hat der Durchfluss am Auslass des Laufrads und am Einlass des Diffusors Geschwindigkeitskomponenten nicht nur in einer Diametralrichtung, sondern auch in Axialrichtung. Bei der in der FR-A-352 787 offenbarten Anordnung sind sowohl die Abdeckung als auch die Nabe in der gleichen Richtung geneigt, und der von der Abdeckung und der Nabe gebildete Durchflusskanal ist nach oben rechts geneigt. Dadurch strömt das Fluid in dem Laufrad nach oben rechts und aus dem Auslass des Laufrads in einer Richtung nach oben und nach rechts. Das ist auch der Fall bei dem stationären Durchflusskanal, der von den Diffusorschaufeln gebildet wird und der so gestaltet ist, dass er sich vom Einlass nach oben rechts gerichtet erstreckt, wodurch das Fluid in dem Kanal nach oben rechts strömt.
  • Bei der Axial-Radial-Pumpe, wie sie in der FR-A-352 787 offenbart ist, sind die Vorderkante der Laufradschaufel und die Hinterkante der Diffusorschaufel in der gleichen Richtung projiziert auf die Meridionalebene geneigt, jedoch sind sowohl die Laufradschaufelhinterkante als auch die Diffusorschaufelvorderkante bezüglich einander in Umfangsrichtung in Stirnansichten nicht versetzt. Deshalb erreicht der fluktuierende, von dem Laufrad ausgehende Durchfluss die Diffusorschaufelvorderkante gleichzeitig über einem Bereich von der Abdeckungsseite aus zur Nabenseite, so dass der fluktuierende Durchfluss die Diffusorschaufelvorderkante so beeinflusst, dass viel Lärm erzeugt wird.
  • Die US-A-3 628 881 offenbart ein System zur Reduzierung der Amplitude von fluidgetragenem Geräusch, das von einer Kreiselpumpe erzeugt wird, die ein verbessertes Laufrad hat und bei der die Schaufeln in einer einzigen Reihe angeordnet und bezüglich der Abdeckungen so abgeschrägt sind, dass die Spitzen benachbarter Schaufeln sich in Umfangsrichtung überlappen.
  • Die US-A-2 160 666 offenbart ein Gebläse in Radialbauweise mit einer Spirale und einem Gebläserad, das aus einer Nabe besteht, an der eine Vielzahl von Schaufeln befestigt sind. Die Schaufeln sind mit gekrümmten vorderen Enden versehen. Die gekrümmten vorde ren Enden erstrecken sich in Drehrichtung des Gebläserads. In der Nähe eines Punkts, an dem die Schaufeln an der Nabe befestigt sind, sind die Schaufeln nach hinten in Axialrichtung aus der Drehrichtung von dem Punkt aus geneigt, an dem die Schaufeln an der Nabe befestigt sind. Ein gekrümmtes Öffnungsteil, das in einer Einlassöffnung der Spirale angebracht ist, dient als stationäres Teil. An den Schaufeln ist ein Abdeckring, der als eine feste Fortsetzung des Öffnungsteils ausgebildet ist.
  • Bei einer Kreiselpumpe, wie sie in Sulzer Technical Review, Band 62, Nr. 1 (1980), S. 24 bis 26, offenbart ist, wird der Lärm dadurch reduziert, dass der Radius der Vorderkante der Schaufeln des Laufrads oder die Umfangslage der Hinterkante der Schaufeln in Richtung der Drehachse variiert wird. Außerdem sind bei einem elektrischen Gebläse, wie es in der japanischen Offenlegungsschrift 51-91006 offenbart ist, ein Druckerhöhungsabschnitt und ein Lärmreduzierabschnitt (der Lärmreduzierabschnitt ist der Abschnitt, an dem die Umfangsposition einer Spiralzunge in der Richtung längs der Drehachse geändert wird) an der Spiralwand eines Spiralgehäuses ausgebildet und der Umfangsabstand des Geräuschreduzierabschnitts im Wesentlichen gleich ausgebildet wie der Umfangsabstand zwischen den Vorderkanten der Schaufeln, die sich am nächsten beieinander in dem Laufrad befinden, so dass der Durchfluss aus dem Laufrad nicht insgesamt gleichzeitig auf die Spiralzunge trifft. Auf diese Weise ergibt sich eine Verschiebung in der Phase in der Richtung längs der Drehachse bei der gegenseitigen Beeinflussung zwischen dem Durchfluss und der Spiralzunge, wodurch die periodische Druckpulsation abgemindert wird, was zu einer Reduzierung des Lärms führt.
  • Bei dem oben beschriebenen Stand der Technik besteht jedoch ein Problem darin, dass, wenn der Radius der Vorderkante der Schaufel des Laufrads in der Richtung längs der Drehachse geändert wird, seine Druckhöhe oder sein Wirkungsgrad aufgrund der Tatsache verringert wird, dass das Verhältnis zwischen dem Radius der Vorderkante der Laufradschaufel und dem Radius der Hinterkante der Diffusorschaufel oder dem Radius der Spiralzungen in der Richtung längs der Drehachse geändert wird. Wenn sich weiterhin der äußere Radius der Hauptabdeckung und der Frontabdeckung des Laufrads voneinander in Zuordnung zu der Tatsache unterscheiden, dass der Vorderkantenradius der Laufradschaufel der Richtung längs der Drehachse geändert wird, ergibt sich ein axialer Schub aufgrund der Differenz zwischen den projizierten Flächen der Hauptabdeckung und der Frontabdeckung in der Richtung längs der Drehachse. In dem Fall, in dem die Umfangsposition der Vorderkante der Laufradschaufeln in der Richtung längs der Drehachse geändert wird, obwohl die Umfangsentfernung zwischen der Vorderkante der Laufradschaufel und der Hinterkante der Diffusorschaufel oder der Spiralzunge geändert wird, die Größe einer solchen Änderung nicht optimiert worden. In dem Fall, in dem die Umfangsposition der Spiralzunge in der Richtung längs der Drehachse geändert wird und die Größe einer solchen Änderung im Wesentlichen gleich der Umfangsentfernung zwischen den Hinterkanten der Laufradschaufeln ist, die sich am nächsten beieinander befinden, wird der Abschnitt zur Bewirkung der Druckwiedergewinnung in dem Spiralgehäuse kürzer, wodurch eine ausreichende Druckrückgewinnung nicht erreicht werden kann.
  • Ein Ziel der vorliegenden Erfindung besteht darin, ein Kreiselaggregat für Fluide und eine mehrstufige Kreiselmaschine bereitzustellen, bei denen die Verringerung der Druckhöhe und des Wirkungsgrads oder das Auftreten eines axialen Schubs gesteuert wird, während Geräusch und Druckpulsation reduziert werden, und eine bevorzugte Verwendung des Kreiselaggregats für Fluide anzugeben.
  • Dieses Ziel wird nach der Erfindung durch ein Kreiselaggregat für Fluide nach dem Anspruch 1 erreicht. Das Ziel wird erfindungsgemäß außerdem durch eine mehrstufige Kreiselmaschine für Fluide nach Anspruch 7 erreicht. Schließlich wird erfindungsgemäß das Ziel auch durch die Angabe einer bevorzugten Verwendung des Kreiselaggregats für Fluide nach Anspruch 3 erreicht.
  • Bevorzugten Ausgestaltungen der Kreiselaggregats für Fluide nach Anspruch 1 sind Gegenstand der Ansprüche 1 und 4 bis 6.
  • Nachstehend werden bevorzugte Ausführungsformen der Endung unter Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen beschrieben, in denen
  • 1 eine perspektivische Schnittansicht einer Diffusorpumpe ist, die eine Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 2 eine Schnittansicht einer Diffusorpumpe ist, die eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 3 eine detaillierte Stirnschnittansicht längs des Abschnitts III-III von 2 ist,
  • 4 eine Abwicklung ist, die durch Projizieren der Vorderkante der Laufradschaufel und der Hinterkante der Diffusorschaufel auf einen kreisförmigen zylindrischen Abschnitt A-A von 3 erhalten wird,
  • 5 eine Schnittansicht einer Diffusorpumpe ist, die eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 6 eine Schnittansicht einer Diffusorpumpe ist, die eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 7 eine Schnittansicht einer Diffusorpumpe ist, die eine Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 8 eine Schnittansicht einer Diffusorpumpe ist, die eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 9 eine detaillierte Schnittansicht einer Diffusorpumpe ist, die eine Ausführung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 10 eine Schnittansicht einer Diffusorpumpe ist, die eine Ausführung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 11 eine detaillierte Stirnschnittansicht längs des Abschnitts XIII-XIII von 10 ist, die eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 12 eine Abwicklung ist, die durch Projizieren der Hinterkante der Laufradschaufel und der Vorderkante der Diffusorschaufeln auf einen kreisförmigen zylindrischen Abschnitt A-A von 11 erhalten wird,
  • 13 eine Abwicklung einer weiteren Ausgestaltung ist, die durch Projizieren der Vorderkante der Laufradschaufel und der Hinterkante der Diffusorschaufel auf den kreisförmigen zylindrischen Abschnitt A-A von 11 erhalten wird,
  • 14 eine Schnittansicht einer mehrstufigen Axialzylinder-Diffusorpumpe ist, die eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 15 eine Schnittansicht eines mehrstufigen Kreiselkompressors mit horizontal geteilter Bauweise ist, der eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 16 eine Axialzylinder-Einstufenpumpe ist, die eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 17 eine Schnittansicht einer mehrstufigen Axial-Radial-Pumpe ist, die eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung zeigt,
  • 18 die Durchsatzverteilung am Auslass eines Laufrads veranschaulicht,
  • 19 ein Frequenzspektrum des Geräusches und der Druckschwankung einer Pumpe zeigt,
  • 20 ein Frequenzspektrum des Geräusches und der Druckschwankung einer Pumpe zeigt, bei der die vorliegende Erfindung zur Anwendung kommt, und
  • 21 die Richtung veranschaulicht, längs der die Druckdifferenzkraft zwischen der Druckseite und der Saugseite der Laufradschaufel erfindungsgemäß zur Einwirkung kommt.
  • Es wird nun eine Ausführungsform der vorliegenden Erfindung anhand von 1 beschrieben. Um eine Welle 2 dreht sich in einem Gehäuse 1 ein Laufrad 3, während an dem Gehäuse 1 ein Diftusor 4 befestigt ist. Das Laufrad 3 hat eine Vielzahl von Schaufeln 5, während der Diffusor 4 eine Vielzahl von Schaufeln 6 aufweist, wobei eine Hinterkante 7 der Schaufel 5 des Laufrads 3 und eine Vorderkante 8 der Schaufel 6 des Diffusors 4 so ausgebildet sind, dass ihre Radien jeweils längs der Drehachse variiert sind. 2 zeigt auf einer Meridionalebene Ausgestaltungen eines Laufrad- und Diffusorpaars, wie es in 1 gezeigt ist. Die Schaufelhinterkante 7 des Laufrads 3 hat ihren maximalen Radius auf einer Seite 7a zu einer Hauptabdeckung 9a hin und ihren minimalen Radius auf einer Seite 7b zu einer Frontabdeckung 9b hin. Die Schaufelvorderkante 8 des Diffusors 4 ist auf der Meridionalebene ebenfalls mit der gleichen Ausrichtung wie die Schaufelhinterkante 7 des Laufrads 3 geneigt und hat ihren maximalen Radius auf einer Seite 8a zur Hauptabdeckung 9a hin sowie ihren minimalen Radius auf einer Seite 8b zur Frontabdeckung 9b hin. 3 zeigt im Einzelnen die Nachbarschaft der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 des Schnitts längs der Linie III-III von 2. Die Laufradschaufel 5 und die Diffusorschaufel 6 haben eine dreidimensionale Form, d. h. die Umfangspositionen der Schaufeln ändern sich in Richtung längs der Drehachse und der Radius der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Radius der Diffusorschaufelvorderkante 8 ändern sich in Richtung längs der Drehachse so, dass die Umfangsposition der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diftusorschaufelvorderkante 8 in Richtung längs der Drehachse geändert werden. Die Relativposition in Umfangsrichtung zwischen der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 von 3 sind in 4 gezeigt. Man erhält 4 durch Projizieren der Lauf radschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 auf eine kreisförmige zylindrische Abwicklung der Diffusorschaufelvorderkante. Mit anderen Worten, die Laufradschaufelhinterkante 7 und die Diffusorschaufelvorderkante 8 von 3 gesehen sind von der Mitte der Welle auf den zylindrischen Querschnitt A-A projiziert und in eine Ebene abgewickelt. Der Grund dafür besteht darin, dass bei Turboströmungsmaschinen eine Schaufelausrichtung zwischen dem drehenden Laufrad und einem stationären Diffusor gesehen in Durchflussrichtung entgegengesetzt ist. Dadurch, dass die Neigungen auf einer Meridionalebene der Diffusorschaufelvorderkante 8 und der Laufradschaufelhinterkante 7 in der gleichen Ausrichtung vorgesehen werden, stellt sich eine Verschiebung in der Umfangsposition zwischen der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 ein. Aufgrund einer solchen Verschiebung in der Umfangsrichtung trifft der pulsierende Durchfluss, der von der Laufradschaufelhinterkante 7 abströmt, die Diffusorschaufelvorderkante 8 in einer Phasenverschiebung, so dass die Druckpulsation abgeschwächt wird. Wenn der Diffusor 4 an dem Gehäuse 1 über ein Anschlussteil 10, wie in 5 gezeigt, befestigt ist, setzt sich die Vibration des von der Druckpulsation in Schwingung versetzten Diffusors 4 zu dem Gehäuse 1 über das Anschlussteil 10 fort und versetzt die umgebende Luft in Schwingung, wodurch Lärm erzeugt wird. Der Lärm wird somit gemindert, wenn die auf die Diffusorschaufelvorderkante 8 wirkende Druckpulsation bei der erfindungsgemäßen Ausgestaltung abgeschwächt wird.
  • Bei der in 2 gezeigten Ausführung ist die Form jeder Laufradschaufelhinterkante 7 und Diffusorschaufelvorderkante 8 auf einer Meridionalebene eine gerade Linie. Insgesamt genügt es jedoch, dass der Radius der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Radius der Diffusorschaufelvorderkante 8 in der Richtung längs der Drehachse monoton zunehmen, d.h. diese Radien nehmen mit der Zunahme der axialen Entfernung von der Frontabdeckung 9b zu, oder in der Richtung längs der Drehachse monoton abnehmen, d. h. diese Radien nehmen mit der Zunahme der axialen Entfernung von der Frontabdeckung 9b ab, während die Neigungen der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 auf einer Meridionalebene der gleichen Ausrichtung geneigt sind, wie es in 6 gezeigt ist.
  • Bei der vorliegenden Ausgestaltung, wie sie in 2 gezeigt ist, brauchen die Außendurchmesser der Hauptabdeckung 9a und der Frontabdeckung 9b des Laufrads 3, wie in 7 gezeigt ist, nicht zueinander gleich zu sein, und die Innendurchmesser der Frontabdeckungen 11a, 11b des Diffusors müssen zueinander nicht gleich sein. Bei einem solchen Aufbau kann das Verhältnis des Radien zwischen der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 herkömmlich sein, so dass eine Leistungsverschlechterung beispielsweise der Druckhöhe oder des Wirkungsgrads aufgrund einer Zunahme im Verhält nis des Radius der Diffusorschaufelvorderkante zum Radius der Laufradschaufelhinterkante nicht eintritt. Wie in 8 gezeigt ist, wird dadurch, dass der Außendurchmesser der Hauptabdeckung 9a des Laufrades 3 kleiner als der Außendurchmesser der Frontabdeckung 9b gemacht wird, besonders bevorzugt die Schaufellänge des Laufrads von der Seite der Hauptabdeckung 9a zur Seite der Frontabdeckung 9b gleichförmig gestaltet, so dass die projizierte Fläche in der Richtung längs der Drehachse der Hauptabdeckung 9a auf der Hochdruckseite bezüglich der projizierten Fläche der Frontabdeckung 9b auf der Niederdruckseite reduziert werden kann, was den Axialschub verringert.
  • Wie in 3 gezeigt ist, wird das Verhältnis (Ra/ra) des Radius Ra des äußersten Umfangsteils 8a der Diffusorschaufelvorderkante 8 zum Radius ra des äußersten Umfangsteils 7a der Laufradschaufelhinterkante 7 auf dem gleichen Wert wie das Verhältnis (Rb/rb) des Radius Rb des innersten Umfangsteils 8b der Diffusorschaufelvorderkante 8 zu dem Radius rb des innersten Umfangsteils 7b der Laufradschaufelhinterkante 7 eingestellt, während das Verhältnis des Radius der Laufradschaufelhinterkante zum Radius der Diffusorschaufelvorderkante in der Axialrichtung konstant gemacht ist, wodurch eine Leistungsverschlechterung auf ein Minimum reguliert werden kann.
  • Wie in 2, 3, 5, 7 und 8 gezeigt ist, ist es schwierig, wenn das Verhältnis zwischen dem Hinterkantenradius der Laufradschaufel und dem Vorderkantenradius der Diffusorschaufel in der Richtung längs der Drehachse konstant ist, dass die Pumpenleistung in einem Bereich mit geringem Durchsatz abfallende Kennlinien hat.
  • 9 zeigt weiter im Einzelnen einen Fall, bei dem die Laufradschaufel 5 und die Diffusorschaufel 6 zweidimensional ausgelegt sind. In 9 sind die Schaufeln 5 und 6 zweidimensional geformt, d. h. die Umfangsposition der Schaufel ist in der Richtung längs der Drehachse konstant, jedoch werden durch Ändern des Radius der Laufradschaufelhinterkante 7 von dem äußersten Umfangsteil 7a zum innersten Umfangsteil 7b und des Radius der Diffusorschaufelvorderkante 8 von dem äußersten Umfangsteil 8a zum innersten Umfangsteil 8b in der Richtung längs der Drehachse hin die Umfangspositionen der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 in der Richtung längs der Drehachse geändert. Aus diesem Grund trifft der pulsierende Durchfluss auf den Diffusor mit einer Phasenverschiebung, so dass die Kraft, die den Diffusor in Schwingung versetzt, reduziert wird, was das Geräusch vermindert. Durch Ausbilden der Schaufeln in zweidimensionaler Form wird insbesondere die Diffusionsbindung und die Herstellung aus einem Pressstahlblech leichter, und es können die Bearbeitbarkeit, die Präzision und die Festigkeit der Schaufel verbessert werden.
  • Die vorliegende Erfindung, wie sie in 2 oder 5 gezeigt ist, kann bei einer Kreiselpumpe oder einem Kreiselkompressor unabhängig davon zur Anwendung gelangen, ob es sich um eine einstufige oder mehrstufige Bauweise handelt.
  • Eine weitere Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird nun anhand von 10 beschrieben. In einem Gehäuse 1 dreht sich auf einer Welle 2 ein Laufrad 3, während in dem Gehäuse 1 ein Diffusor 4 festgelegt ist. Das Laufrad 3 hat eine Vielzahl von Schaufeln 5 und der Diffusor 4 hat eine Vielzahl von Schaufeln 6, wobei eine Hinterkante 7 der Schaufel 5 des Laufrads 3 und eine Vorderkante 8 des Laufrads 6 des Diffusors 4 so ausgebildet sind, dass ihr Radius in Richtung längs der Drehachse konstant ist. 11 zeigt im Einzelnen die Nachbarschaft der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 längs des Schnitts XIII-XIII von 19. Die Laufradschaufel 5 und die Diffusorschaufel 6 haben eine dreidimensionale Form, d. h. die Umfangsposition der Schaufeln ändert sich in der Richtung längs der Drehachse. Die Relativposition in der Umfangsrichtung der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 von 11 ist in 12 gezeigt. 12 erhält man durch Projizieren der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 auf eine kreiszylindrische Abwicklung der Diffusorschaufelvorderkante. D. h., mit anderen Worten, dass die Laufradschaufelhinterkante 7 und die Diffusorschaufelvorderkante 8 gesehen von der Mitte der Welle von 11 auf den kreiszylindrischen Abschnitt A-A projiziert sind, der in eine Ebene abgewickelt ist. Wie in 12 gezeigt ist, ist die Differenz (l1-l2) zwischen dem Maximalwert l1 und dem Minimalwert l2 der Umfangsentfernung zwischen der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 zu der Umfangsentfernung l3 zwischen den Schaufelhinterkanten gleichgemacht, die sich bei dem Laufrad am nächsten zueinander befinden. Da zwischen den Schaufelhinterkanten, die sich bei dem Laufrad am nächsten zueinander befinden, ein pulsierender Durchfluss mit einer Wellenlänge auftritt, wird die Phase des pulsierenden Durchflusses, der auf die Diffusorschaufelvorderkante 8 tritt, genau entsprechend der einen Wellenlänge längs der Drehachse verschoben. Dadurch werden eine Druckpulsation, die an der Diffusorschaufelvorderkante 8 aufgrund der Pulsation anliegt, und die Vibrationskraft, die sich daraus ergibt, durch eine Integration in der Axialrichtung beseitigt. Die vorliegende Erfindung, wie sie in 11 gezeigt ist, kann auf eine Kreiselpumpe oder einen Kreiselkompressor unabhängig davon angewendet werden, ob es sich um eine einstufige oder mehrstufige Bauweise handelt.
  • Alternativ wird durch Einstellen von (l1-l2) auf einen Teil, den man durch Teilen von l3 in "n" (ganzzahlig) identische Teile erhält, die Phase des Pulsationsdurchflusses, der auf die Diffusorschaufelvorderkante 8 trifft, genau entsprechend der einen Wellenlänge der "n"-ten höheren Harmonischen in der Axialrichtung so verschoben, dass die Vibrationskräfte, die auf die Diffusorschaufelvorderkante 8 aufgrund der "n"-ten höheren harmonischen Schwankungskomponente wirken, beseitigt sind, wenn sie in der Axialrichtung integriert werden. Bei einer mehrstufigen Strömungsmaschine oder bei einer Strömungsmaschine mit einem Gehäuse in Verstärkungsbauweise wird insbesondere die Vibration durch ein Anschlussteil zwischen den Stufen oder zwischen dem inneren und äußeren Gehäuse so übertragen, dass die Vibrationskraft aufgrund der ersten oder "n"-ten dominanten Frequenz der obigen Druckpulsation stark zur Geräuschbildung beiträgt. Deshalb ist es zur Geräuschreduzierung wesentlich, die Auslegung so vorzunehmen, dass von den Vibrationskräften aufgrund des pulsierenden Durchflusses die zur Geräuschbildung beitragenden speziellen Komponenten mit einer Frequenz höherer Größenordnung beseitigt werden.
  • Wenn, wie in 13 gezeigt ist, außerdem die Diffusorschaufelvorderkante und die Laufradschaufelhinterkante auf eine Kreiszylinderabwicklung der Diffusorschaufelvorderkante projiziert werden, indem die Laufradschaufelhinterkante 7 und die Diffusorschaufelvorderkante 8 senkrecht zueinander auf der kreiszylindrischen Abwicklung gesetzt werden, wird die Richtung der Kraft aufgrund des Druckunterschieds zwischen der Druckseite und der Saugseite der Laufradschaufel parallel zur Diffusorschaufelvorderkante, wodurch die Vibrationskraft aufgrund einer solchen Druckdifferenz nicht auf die Diffusorschaufel wirkt und das Geräusch gemindert werden kann. Das Frequenzspektrum des Geräusches und der Druckschwankung am Diffusoreinlass ist in 20 für den Fall gezeigt, bei welchem die in 15 gezeigte Ausgestaltung einer Kreiselpumpe eingesetzt wird. Diese Pumpe hat eine Kombination einer solchen Anzahl von Schaufeln, dass die Vibrationsfrequenzen von 4NZ und 5NZ dominant sind. Im Falle einer herkömmlichen Pumpe ist, wie in 19 gezeigt, das Geräusch ebenfalls bei den Frequenzkomponenten von 4NZ, 5NZ dominant. Bei der Pumpe, bei der die vorliegende Erfindung eingesetzt wird, wird die Dominanz der 4NZ-, 5NZ-Frequenzkomponenten bezüglich der Druckschwankung beseitigt, wie es in 20 gezeigt ist, und als Folge sind die 4NZ-, 5NZ-Frequenzkomponenten auch im Geräusch beträchtlich reduziert, so dass die Geräuschminderung groß ist.
  • Die anhand der Ausgestaltung von 13 gezeigte Erfindung kann auch verwendet werden, um das Geräusch einer einstufigen oder mehrstufigen Kreiselpumpe oder eines einstufigen oder mehrstufigen Kreiselkompressors zu verringern, bei der/dem ein Anschlussteil zwischen dem [Diffusorabschnitt und dem Gehäuse oder zwischen dem inneren Gehäuse und dem äußeren Gehäuse vorgesehen ist.
  • Zu vermerken ist, dass die Ausführungsformen von 12 und 13 auch dadurch erreicht werden können, dass der Radius der Laufradschaufelhinterkante und der Radius der Diffusorschaufelvorderkante in der Richtung längs der in 2 gezeigten Drehachse geändert werden. Mit anderen Worten, sie entsprechen den Spezialfällen der Ausgestaltung, die in 4 gezeigt ist.
  • Die vorliegende Erfindung, wie sie vorstehend beschrieben ist, kann bei einer Strömungsmaschine eingesetzt werden, die ein Laufrad hat, das sich um eine Drehachse in einem Gehäuse dreht, wobei an dem Gehäuse ein Schaufeldiffusor befestigt ist. 14 ist eine Ausgestaltung mit einem Einsatz bei einer mehrstufigen Diffusorpumpe in axial zylindrischer Bauweise, 15 ist eine Ausgestaltung, die bei einem mehrstufigen Kreiselkompressor in horizontal geteilter Bauweise verwendet wird, während 16 eine Ausgestaltung zeigt, die bei einer einstufigen Pumpe in Axialbauweise zum Einsatz kommt. Die vorliegende Erfindung kann nicht nur bei Zentrifugalbauweisen, sondern auch bei Mischstrombauweisen eingesetzt werden. 17 zeigt eine Ausgestaltung in Anwendung auf eine mehrstufige Axial-Radial-Pumpe.
  • Bei der Verwendung von mehrstufigen Strömungsmaschinen ist es weiterhin wesentlich zu wissen, wie die Neigung in einer Meridionalebene der Laufradhinterkante 7 für jede Stufe einzustellen ist. Der Grund dafür besteht darin, dass, wenn der äußere Radius der Hauptabdeckung 9a und der Frontabdeckung 9b des Laufrads und der innere Radius der Frontabdeckungen 11a, 11b des Diftusors jeweils unterschiedlich sind, während das Radiusverhältnis des Laufrads und des Diffusors kleiner sein können, um eine Leistungsverschlechterung zu steuern, die projizierten Flächen in der Richtung längs der Drehachse der beiden vorderen Abdeckungen sich vom Stand der Technik unterscheiden und sich ein Problem aufgrund des Axialschubs durch die Differenz in diesen Bereichen einstellt. Bei der Ausgestaltung von 14 ist der äußere Radius der Hauptabdeckung 9a des Laufrads bei allen Stufen kleiner als der äußere Radius der Frontabdeckung 9b. Auf diese Weise ist die Schaufellänge des Laufrads von der Seite der Hauptabdeckung 9a zu der Frontabdeckung 9b hin gleichförmig gestaltet, während die projizierte Fläche in der Richtung längs der Drehachse der Hauptabdeckung 9a auf der Hochdruckseite bezogen auf die projizierte Fläche der Frontabdeckung 9b auf der Niederdruckseite kleiner gemacht werden kann, um dadurch den axialen Schub zu mindern. Bei der Ausgestaltung von 15 wird die Neigung auf eine Meridionalebene der Laufradschaufelhinterkante zwischen den Stufen umgekehrt, die sich am nächsten beieinander befinden, so dass ein Axialschub aufgrund der Differenz der projizierten Flächen der Hauptabdeckung und der Frontabdeckung ausgeschlossen werden kann.
  • Es wird nun die Arbeitsweise der oben beschriebenen Ausführungsformen weiter im Einzelnen beschrieben.
  • Ein Durchfluss W2 am Auslass des Laufrads bildet eine Durchsatzverteilung, die in Umfangsrichtung, wie in 18 gezeigt, aufgrund der Dicke der Schaufel 9 und der Sekundärströmung und der Grenzschicht zwischen den Schaufeln nicht gleichförmig ist. Ein solcher nicht gleichförmiger, pulsierender Durchfluss steht in einer solchen Wechselwirkung mit einer Diffusorschaufelvorderkante, dass eine periodische Druckpulsation erzeugt wird, die Lärm verursacht. In anderen Fällen lässt eine solche Druckpulsation den Diffusor und weiterhin ein Gehäuse oder ein außerhalb davon befindliches äußeres Gehäuse über ein Anschlussteil schwingen, so dass sich die Vibration in die die Pumpe umgebende Luft fortpflanzt und ein Geräusch verursacht.
  • Das Frequenzspektrum des Geräusches und die Druckpulsation am Diffusoreinlass der Kreiselpumpe ist in 19 gezeigt. Die Frequenz des pulsierenden Durchflusses ist das Produkt NxZ der Drehzahl N des Laufrades und der Anzahl Z der Laufradschaufeln, wobei die Frequenz an der horizontalen Achse durch NxZ dimensionslos gemacht wird. Die Druckpulsation ist nicht nur bei der Grundfrequenzkomponente von NxZ, sondern auch bei höheren harmonischen Komponenten davon dominant. Der Grund dafür besteht darin, dass die Durchsatzverteilung an dem Laufradauslass nicht die einer Sinuswelle, sondern verzerrt ist. Das Geräusch ist dominant bei spezifischen höheren harmonischen Komponenten der Grundfrequenzkomponente von NxZ, während das Geräusch nicht notwendigerweise dominant bei allen dominanten Frequenzkomponenten der obigen Druckpulsation ist. Es gibt nämlich, wie in der japanischen Offenlegungsschrift 60–50299 offenbart ist, dann, wenn der pulsierende Durchfluss die Diffusorschaufel vibrieren lässt, einige Frequenzkomponenten, für die die Vibrationskraft bezüglich des gesamten Diffusors aufgehoben ist, und einige andere Komponenten, bei denen sie aufgrund der Kombination der Anzahl von Schaufeln des Laufrads und des Diffusors nicht aufgehoben ist. Insbesondere wird die Vibration durch ein Anschlussteil zwischen den Stufen oder zwischen dem inneren und äußeren Gehäuse in einer mehrstufigen Strömungsmaschine oder im Fall einer einzigen Stufe zwischen dem Diffusor und dem Gehäuse übertragen, so dass die Vibrationskraft aufgrund der obigen dominanten Frequenzen stark zu dem Lärm beiträgt. Die Kreiselpumpe, deren gemessenes Ergebnis in 19 gezeigt ist, wird von einer Kombination einer Anzahl von Schaufeln gebildet, für die Vibrationsfrequenzen bei 4NZ und 5NZ dominant sind, wodurch das Geräusch ebenfalls bei den Frequenzkomponenten von 4NZ, 5NZ dominant sind.
  • Insbesondere nimmt die Vibrationskraft zu, wenn der nicht gleichförmige, pulsierende Durchfluss auf die entsprechende Position in der Richtung längs der Drehachse der Diffusorschaufelvorderkante mit einer identischen Phase trifft. Die Druckpulsation und die Vibrationskraft können dementsprechend verringert werden, um das Geräusch zu reduzieren, indem die Phase des pulsierenden Durchlasses, der die Diffusorschaufelvorderkante erreicht, dadurch verschoben wird, dass eine Neigung an der Diffusorschaufelvorderkante oder eine Neigung an der Laufradschaufelhinterkante ausgebildet wird.
  • Wie in einer Meridionalschnittansicht von 2 und einer Stirnansicht von 9 gezeigt ist, die das Laufrad und den Diffusor einer Diffusorpumpe zeigen, ändern sich der Radius der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Radius der Diffusorschaufelvorderkante 8 in der Richtung längs der Drehachse. Dadurch ändern sich die Umfangspositionen der Laufradschaufelhinterkante und der Diffusorschaufelvorderkante in der Richtung längs der Drehachse. Insbesondere wird bei einer Turboströmungsmaschine eine Schaufelausrichtung getroffen, die zwischen einem drehenden Laufrad und einem stationären Diffusor gesehen in Durchflussrichtung entgegengesetzt ist. Dementsprechend wird, wie in 2 gezeigt ist, der Radius der Laufradschaufelhinterkante und der Diffusorschaufelvorderkante monoton in der Richtung längs der Drehachse erhöht oder verringert, während die Laufradschaufelhinterkante und die Diffusorschaufelvorderkante in der gleichen Ausrichtung auf einer Meridionalebene geneigt werden, wodurch, wie in 4 und 12 gezeigt ist, dann, wenn die Laufradschaufelhinterkante und die Diffusorschaufelvorderkante auf eine kreiszylindrische Abwicklung des Diffusorvorderkantenteils projiziert werden, sich eine Verschiebung in der Umfangsposition zwischen der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 ergibt. Dementsprechend ändert sich die Umfangsentfernung zwischen der Laufradschaufelhinterkante und der Diffusorschaufelvorderkante in der Axialrichtung, wodurch der fluktuierende Durchfluss, der von der Laufradschaufelhinterkante abströmt, auf die Diffusorschaufelvorderkante mit einer solchen Phasenverschiebung trifft, dass die Druckpulsation ausgelöscht wird. Aus diesem Grund wird die auf das Gehäuse wirkende Vibrationskraft verringert und der Lärm ebenfalls vermindert. Zu vermerken ist, dass die Änderung in der Richtung längs der Drehachse des Radius der Laufradschaufelhinterkante und des Radius der Diffusorschaufelvorderkante nicht auf eine monotone Zunahme oder Abnahme begrenzt ist, sondern ein ähnlicher Geräuschminderungseffekt auch dadurch erreicht werden kann, dass sie auf andere Arten verändert werden.
  • Die vorliegende Erfindung lässt sich in dem Fall anwenden, in dem die Diffusorschaufel und die Laufradschaufel eine zweidimensionale Form haben, d. h. wenn sie so ausgelegt sind, dass die Umfangsposition der Schaufel in der Richtung der Drehachse (9) konstant ist, sowie für den Fall, bei welchem sie in einer dreidimensionalen Form ausgebildet sind, d. h. so ausgelegt sind, dass die Umfangsposition der Schaufel sich in Richtung der Drehachse (3) ändert. Da insbesondere die Geräuschminderung mit Schaufeln möglich ist, die eine zweidimensionale Form haben, sind die Diffusionsbindung und die Herstellung aus Pressstahlblech einfacher, und die Fertigungsgenauigkeit der Schaufeln kann verbessert werden. Da außerdem die Neigungen auf einer Meridionalebene der gleichen Ausrichtung liegen, ändert sich das Verhältnis des Radius der Laufradschaufelhinterkante zum Radius der Diffusorschaufelvorderkante nicht stark in Richtung der Drehachse, wodurch die Leistungsverschlechterung gering ist. Mit anderen Worten, es können Druckverluste aufgrund eines erhöhten Radiusverhältnisses zur Steuerung der Verschlechterung der Druckhöhe und des Wirkungsgrads reduziert werden. Dadurch, dass das Verhältnis des Radius der Laufradschaufelhinterkante zum Radius der Diffusorschaufelvorderkante in der Richtung längs der Drehachse auf einen konstanten Wert eingestellt wird, kann die Leistungsverschlechterung auf ein Minimum reguliert werden.
  • Anhand von 12 werden nun weitere Effekte der vorliegenden Erfindung beschrieben. In 12 sind die Laufradschaufelhinterkante 7 und die Diffusorschaufelvorderkante 8 gesehen von der Mitte der Drehachse in der Frontschnittansicht (11) des Laufrads und des Diffusors auf einen kreiszylindrischen Abschnitt A-A projiziert und eine Ebene abgewickelt. Die Umfangsentfernung zwischen der Laufradschaufelhinterkante 7 und der Diffusorschaufelvorderkante 8 ändert sich in der Richtung längs der Drehachse derart, dass die Differenz (l1-l2) zwischen dem Maximalwert l1 und dem Minimalwert l2 der Umfangsentfernung zwischen der Laufradschaufelhinterkante und der Diffusorschaufelvorderkante identisch zu der Umfangsentfernung l3 zwischen den Schaufelhinterkanten ist, die sich bei dem Laufrad am nächsten zueinander befinden. Da zwischen den Schaufelhinterkanten, die sich am nächsten bei dem Laufrad zueinander befinden, ein einer Wellenlänge entsprechender pulsierender Durchfluss erzeugt wird, wird die Phase des pulsierenden Durchflusses, der auf die Diffusorschaufelvorderkante trifft, genau um eine Wellenlänge verschoben, so dass die Druckpulsation und die Vibrationskraft, die auf die Diffusorschaufelvorderkante aufgrund der Pulsation wirken, bei einer Integration in der Richtung längs der Drehachse ausgelöscht werden.
  • Es ist jedoch eine ziemlich große Neigung erforderlich, um die obige Differenz (l1-l2) gleich der Umfangsentfernung l3 zwischen den Schaufelhinterkanten zu machen, die sich in dem Laufrad am nächsten zueinander befinden. Wie oben beschrieben, sind, wenn der pulsierende Durchfluss am Auslass des Laufrads die Diffusorschaufelvorderkante vibrieren lässt, nur spezifische höhere harmonische Komponenten der NZ-Frequenzkomponenten dominant und tragen dazu bei, den Diffusor in Schwingung zu versetzen, was von der Kombination der Zahl der Laufradschaufeln und der Zahl der Diftusorschaufeln abhängt. Wenn deshalb die Differenz (l1-l2) zwischen dem Maximalwert l1 und dem Minimalwert l2 der Umfangsentfernung zwischen der Laufradschaufelhinterkante und der Diffusorschaufelvorderkante gleich einem von gleich verteilten "n" (ganzzahligen) Teilen der Umfangsentfernung l3 zwischen den Schaufelhinterkanten gemacht wird, die sich bei dem Laufrad am nächsten zueinander befinden, wird die Phase des pulsierenden Durchflusses, der auf die Diffusorschaufelvorderkante trifft, genau entsprechend einer Wellenlänge der "n"-ten höheren Harmonischen in der Richtung längs der Drehachse so verschoben, dass die Vibrationskräfte, die an der Diffusorschaufelvorderkante aufgrund der "n"-ten höheren harmonischen Komponente der Pulsation anliegen, integriert in der Richtung längs der Drehachse aufgehoben werden. Insbesondere wird bei einer mehrstufigen Strömungsmaschine oder einer Strömungsmaschine mit verstärktem Gehäuse die Vibration durch ein Anschlussteil zwischen den Stufen oder zwischen einem äußeren und einem inneren Gehäuse übertragen, wodurch Vibrationskräfte aufgrund der obigen dominanten Frequenzen in großem Maße zum Lärm beitragen. Deshalb ist es für die Geräuschminderung wesentlich, die Auslegung so zu treffen, dass von den Vibrationskräften aufgrund des pulsierenden Durchflusses die spezifischen, zur Geräuscherzeugung beitragenden Komponenten mit einer Frequenz höherer Größenordnung beseitigt werden.
  • Der obige Effekt kann auch dadurch erhalten werden, dass die Laufradschaufelhinterkante und die Diffusorschaufelvorderkante in eine dreidimensionale Form gebracht werden und dass, wie in 11 gezeigt ist, während der jeweilige Radius der Laufradschaufelhinterkante und der Diffusorschaufelvorderkante in der Richtung längs der Drehachse fest ist, nur ihre Umfangspositionen geändert werden. D. h. mit anderen Worten, dass, wenn die Differenz (l1-l2) zwischen dem Maximalwert l1 und dem Minimalwert l2 der Umfangsentfernung zwischen der Laufradschaufelhinterkante und der Diffusorschaufelvorderkante gleich der Umfangsentfernung l3 zwischen den Schaufelhinterkanten, die sich bei dem Laufrad am nächsten zueinander oder zu einem Teil von "n" (ganzzahligen) gleich geteilten Teilen davon befinden, gemacht wird, die erste Größenordnung oder die "n"-te Größenordnung, die die Vibrationskräfte an der Diffusorschaufelvorderkante anwandten, bei einer Integration in Axialrichtung gelöscht wird.
  • Wenn außerdem die Diffusorschaufelvorderkante und die Laufradschaufelhinterkante auf eine Kreiszylinderabwicklung der Diffusorschaufelvorderkante projiziert werden, indem die Schaufelvorderkante und die Schaufelhinterkante senkrecht zueinander auf der obigen kreiszylindrischen Abwicklung gesetzt werden, ist es möglich, Vibrationskraft aufgrund der an der Diffusorschaufelvorderkante angelegten Druckpulsation zu mindern. Wenn also, wie in 21 gezeigt ist, die Laufradschaufelhinterkante und die Diffusorschaufelvorderkante senkrecht zueinander gesetzt sind, wird die Richtung der Kraft F aufgrund der Druckdifferenz zwischen der Druckseite p und der Saugseite s der Laufradschaufel parallel zur Diffusorschaufelvorderkante, so dass die Vibrationskraft nicht auf die Diffusorschaufel wirkt.
  • Wenn, wie in 7 gezeigt, der Außendurchmesser der Hauptabdeckung 9a des Laufrads größer gemacht wird als der Außendurchmesser der Frontabdeckung 9b und wenn die Innendurchmesser der beiden entsprechenden Frontabdeckungen des Diffusors jeweils entsprechend den Außendurchmessern der Hauptabdeckung und der Frontabdeckung des Laufrads geändert werden, während das Radiusverhältnis des Laufrads vom Diffusor kleiner gemacht werden kann, um die Leistungsverschlechterung zu regulieren, tritt ein Problem in Form eines axialen Schubs aufgrund der Tatsache auf, dass die projizierten Flächen in der Richtung längs der Drehachse der Hauptabdeckung und der Frontabdeckung voneinander verschieden sind. Im Falle von mehreren Stufen werden deshalb zusätzlich zur Änderung des Radius der Laufradschaufel-Vorderkante in der Richtung längs der Drehachse die Außendurchmesser der Hauptabdeckung und der Frontabdeckung für wenigstens zwei Laufräder unterschiedlich gemacht, wobei bei den Laufrädern, bei denen die Außendurchmesser der Hauptabdeckung der Frontabdeckung voneinander unterschiedlich gemacht sind, der Außendurchmesser der Hauptabdeckung größer als der Außendurchmesser der Frontabdeckung für wenigstens ein Laufrad und der Außendurchmesser der Hauptabdeckung kleiner als der Außendurchmesser der Frontabdeckung für die restlichen Laufräder gemacht wird, wodurch es möglich ist, den Axialschub zu reduzieren, der aufgrund der Differenz der projizierten Flächen in der Richtung längs der Drehachse der Hauptabdeckung und der Frontabdeckung auftritt.
  • Wie oben beschrieben, können erfindungsgemäß Geräusch und Druckpulsation einer Kreiselaggregatmaschine optimal vermindert werden, wobei eine Verschlechterung der Druckhöhe und des Rhythmusgrads oder das Auftreten eines Axialschubs auf das mögliche Ausmaß beschränkt wird.

Claims (7)

  1. Kreiselaggregat für Fluide – mit einem Laufrad (3), – das sich zusammen mit einer Welle (2) in einem Gehäuse (1) um eine Drehachse dreht, und – das wenigstens eine Laufradschaufel (5) mit einer Laufradschaufelhinterkante (7) aufweist, und – mit einem Diffusor (4), der an dem Gehäuse (1) befestigt ist und wenigstens eine Diffusorschaufel (6) mit einer Diffusorschaufelvorderkante (8) aufweist, – wobei der radiale Abstand zwischen der Drehachse und der Laufradschaufelhinterkante (7) gemessen senkrecht zur Drehachse und der radiale Abstand zwischen der Drehachse und der Diffusorschaufelvorderkante (8) gemessen senkrecht zur Drehachse beide auf ihrer gesamten axialen Erstreckung entweder mit zunehmendem axialen Abstand monoton zunehmen oder mit zunehmendem axialen Abstand monoton abnehmen, wobei jedoch der Fall nicht eingeschlossen ist, in welchem irgendeiner der radialen Ab- stände über der gesamten axialen Erstreckung konstant ist, wobei Projektionen der Laufradschaufelhinterkante (7) und der Diffusorvorderkante (8) auf eine meridionale Ebene die gleiche Ausrichtung haben und in der Umfangsposition zwischen der Laufradschaufelhinterkante (7) und der Diffusorschaufelvorderkante (8) aufgrund der Tatsache eine Verschiebung eintritt, dass die Projektionen dieser Kanten auf einen Kreiszylinder (A-A: 3 und 11) koaxial zur Drehachse in entgegengesetzten Richtungen bezüglich der Drehachsen (3, 4, 11, 12, 13, 21) geneigt sind, und wobei der radiale Abstand zwischen den Projektionen der Laufradschaufelhinterkante (7) und der Diftusorschaufelvorderkante (8) in der Axialrichtung konstant ist.
  2. Kreiselaggregat für Fluide nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Laufradschaufelhinterkante (7) oder die Diffusorschaufelvorderkante (8) oder beide eine zweidimensionale Form haben.
  3. Verwendung eines Kreiselaggregats für Fluide nach Anspruch 1 in einer Kreiselmaschine für Fluide in zylindrischer Bauweise, die das Gehäuse als ein inneres Gehäuse (1) in einem äußeren Gehäuse (1b) aufweist.
  4. Kreiselaggregat für Fluide nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Differenz (l1-l2) zwischen dem Maximalwert (l1) und dem Minimalwert (l2) des Umfangsabstands zwischen der Laufradschaufelhinterkante (7) und der Diffusorschaufelvorderkante (8) genauso groß ist wie der Umfangsabstand (l3) zwischen der Laufradschaufelhinterkante (7) und der benachbarten Laufradschaufelhinterkante (7).
  5. Kreiselaggregat für Fluide nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, – dass es eine Vielzahl von Laufradschaufeln (5) aufweist und – dass die Differenz (l1-l2) zwischen dem Maximalwert (l1) und dem Minimalwert (l2) des Umfangsabstandes zwischen der Laufradschaufelhinterkante (7) und der Diffusorschaufelvorderkante (8) genau so groß ist wie der Umfangsabstand (l3) zwischen der Laufradschaufelhinterkante (7) und der benachbarten Laufradschaufelhinterkante (7) oder wie einer von n gleichen Teilen des Umfangsabstands (l3 ) zwischen der Laufradschaufelhinterkante (7) und der benachbarten Laufradschaufelhinterkante (7), wenn n eine ganze Zahl größer als 1 ist.
  6. Kreiselaggregat für Fluide nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass, wenn die Diffusorschaufelvorderkante (8) und die Laufradschaufelhinterkante (7) auf den Kreiszylinder projiziert sind, die Projektionen der Laufradschaufelhinterkante (7) und der Diffusorschaufelvorderkante (8) senkrecht zueinander sind.
  7. Mehrstufige Kreiselmaschine für Fluide – mit wenigstens zwei Kreiselaggregaten für Fluide nach Anspruch 1 oder – mit wenigstens zwei Kreiselaggregaten für Fluide nach Anspruch 4 oder – mit wenigstens zwei Kreiselaggregaten für Fluide nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, – dass bei einer geraden Zahl von Kreiselaggregaten für Fluide eine Laufschaufel-Hauptabdeckung (9a) und eine Laufschaufel-Frontabdeckung (9b) unterschiedliche Außenformen haben, – wobei der Außendurchmesser der Laufschaufel-Hauptabdeckung (9a) der einen Hälfte der geraden Zahl der Kreiselaggregate für Fluide größer ist als der Außendurchmesser der entsprechenden Laufschaufel-Frontabdeckung (9b) und – wobei der Außendurchmesser der Laufschaufel-Hauptabdeckung (9a) der anderen Hälfte der ganzen Zahl der Kreiselaggregate für Fluide kleiner ist als der Außendurchmesser der entsprechenden Laufschaufel-Frontabdeckung (9b).
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8105011B2 (en) 2004-10-09 2012-01-31 Ebm-Papst St. Georgen Gmbh & Co. Kg Fan comprising a fan wheel

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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3482668B2 (ja) 1993-10-18 2003-12-22 株式会社日立製作所 遠心形流体機械
DE19509255A1 (de) * 1994-03-19 1995-09-21 Klein Schanzlin & Becker Ag Einrichtung zur Geräuschreduzierung bei Kreiselpumpen
US6162015A (en) * 1995-03-13 2000-12-19 Hitachi, Ltd. Centrifugal type fluid machine
EP0870928B1 (de) * 1997-04-10 2003-06-18 Whirlpool Corporation Umwälz-Kreiselpumpe für Geschirrspülmaschine
FR2772843B1 (fr) * 1997-12-19 2000-03-17 Snecma Dispositif de transfert de fluide entre deux etages successifs d'une turbomachine centrifuge multietages
US6200094B1 (en) 1999-06-18 2001-03-13 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The National Aeronautics And Space Administration Wave augmented diffuser for centrifugal compressor
US6227014B1 (en) 1999-06-22 2001-05-08 Whirlpool Corporation Recessed vane dual action agitator
IT1317651B1 (it) * 2000-05-19 2003-07-15 Nuovo Pignone Spa Cassa per compressori centrifughi e procedimento per la suarealizzazione
US6386830B1 (en) * 2001-03-13 2002-05-14 The United States Of America As Represented By The Secretary Of The Navy Quiet and efficient high-pressure fan assembly
KR100437017B1 (ko) * 2001-08-29 2004-06-23 엘지전자 주식회사 원심 송풍기
ITMI20012169A1 (it) * 2001-10-18 2003-04-18 Nuovo Pignone Spa Palettatura statorica di canali di ritorno per stadi centrifughi bidimensionali di un compressore centrifugo multistadio ad efficienza migli
ITMI20022661A1 (it) * 2002-12-17 2004-06-18 Nuovo Pignone Spa Diffusore migliorato per un compressore centrifugo.
US7147433B2 (en) * 2003-11-19 2006-12-12 Honeywell International, Inc. Profiled blades for turbocharger turbines, compressors, and the like
KR100629328B1 (ko) * 2004-02-03 2006-09-29 엘지전자 주식회사 청소기의 송풍장치
JP2006161803A (ja) * 2004-12-09 2006-06-22 Samsung Kwangju Electronics Co Ltd 掃除機用インペラーおよびこれを有するモータ組立体
EP1757814A1 (de) * 2005-08-26 2007-02-28 ABB Turbo Systems AG Kreiselverdichter
EP1963683B1 (de) * 2005-09-13 2010-04-14 Ingersoll-Rand Company Diffusor für einen radialverdichter
US20070065279A1 (en) * 2005-09-20 2007-03-22 Chih-Cheng Lin Blade structure for a radial airflow fan
US20090246039A1 (en) * 2006-01-09 2009-10-01 Grundfos Pumps Corporation Carrier assembly for a pump
EP1873402A1 (de) * 2006-06-26 2008-01-02 Siemens Aktiengesellschaft Abgasturbolader mit einem Radialverdichter
GB2440344A (en) * 2006-07-26 2008-01-30 Christopher Freeman Impulse turbine design
US7946810B2 (en) * 2006-10-10 2011-05-24 Grundfos Pumps Corporation Multistage pump assembly
US8172523B2 (en) * 2006-10-10 2012-05-08 Grudfos Pumps Corporation Multistage pump assembly having removable cartridge
US20080229742A1 (en) * 2007-03-21 2008-09-25 Philippe Renaud Extended Leading-Edge Compressor Wheel
US20090047119A1 (en) * 2007-08-01 2009-02-19 Franklin Electronic Co., Inc. Submersible multistage pump with impellers having diverging shrouds
JP5297047B2 (ja) * 2008-01-18 2013-09-25 三菱重工業株式会社 ポンプの性能特性設定方法およびディフューザベーンの製造方法
JP5452025B2 (ja) 2008-05-19 2014-03-26 株式会社日立製作所 羽根、羽根車、ターボ流体機械
MX351965B (es) * 2008-06-06 2017-11-06 Weir Minerals Australia Ltd Caja o cubierta para bomba.
US8091365B2 (en) 2008-08-12 2012-01-10 Siemens Energy, Inc. Canted outlet for transition in a gas turbine engine
US8240976B1 (en) * 2009-03-18 2012-08-14 Ebara International Corp. Methods and apparatus for centrifugal pumps utilizing head curve
US20100284831A1 (en) * 2009-05-06 2010-11-11 Grundfos Pumps Corporation Adaptors for multistage pump assemblies
EP2309134B1 (de) * 2009-10-06 2013-01-23 Pierburg Pump Technology GmbH Mechanische Kühlpumpe
US20110138798A1 (en) * 2009-12-16 2011-06-16 Inventurous, LLC Multiple Cell Horizontal Liquid Turbine Engine
US8734087B2 (en) * 2010-06-28 2014-05-27 Hamilton Sundstrand Space Systems International, Inc. Multi-stage centrifugal fan
JP5608062B2 (ja) * 2010-12-10 2014-10-15 株式会社日立製作所 遠心型ターボ機械
GB2498816A (en) 2012-01-27 2013-07-31 Edwards Ltd Vacuum pump
ITFI20120125A1 (it) * 2012-06-19 2013-12-20 Nuovo Pignone Srl "wet gas compressor and method"
JP5986925B2 (ja) * 2012-12-28 2016-09-06 三菱重工業株式会社 回転機械の製造方法、回転機械のめっき方法
NO335019B1 (no) 2013-01-04 2014-08-25 Typhonix As Sentrifugalpumpe med koalescerende virkning, fremgangsmåte for utforming eller endring dertil, samt anvendelse
JP6514644B2 (ja) * 2013-01-23 2019-05-15 コンセプツ エヌアールイーシー,エルエルシー ターボ機械の隣接する翼要素の流れの場を強制的に結合する構造体および方法、ならびにそれを組み込むターボ機械
US9581034B2 (en) 2013-03-14 2017-02-28 Elliott Company Turbomachinery stationary vane arrangement for disk and blade excitation reduction and phase cancellation
DE102013211180A1 (de) * 2013-06-14 2014-12-18 E.G.O. Elektro-Gerätebau GmbH Pumpe
US10527059B2 (en) 2013-10-21 2020-01-07 Williams International Co., L.L.C. Turbomachine diffuser
ITFI20130261A1 (it) * 2013-10-28 2015-04-29 Nuovo Pignone Srl "centrifugal compressor impeller with blades having an s-shaped trailing edge"
WO2015170401A1 (ja) * 2014-05-09 2015-11-12 三菱電機株式会社 遠心送風機及び電気掃除機
WO2015200533A1 (en) * 2014-06-24 2015-12-30 Concepts Eti, Inc. Flow control structures for turbomachines and methods of designing the same
DE102014217601A1 (de) * 2014-09-03 2016-03-03 Siemens Aktiengesellschaft Radialverdichter
ES2827700T3 (es) * 2014-10-14 2021-05-24 Ebara Corp Conjunto de impulsores especialmente para bombas centrífugas
JP6168705B2 (ja) * 2014-12-10 2017-07-26 三菱重工業株式会社 遠心式圧縮機のインペラ
CN205260384U (zh) * 2015-12-30 2016-05-25 台达电子工业股份有限公司 风扇
JP2017180237A (ja) 2016-03-30 2017-10-05 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機
KR102592234B1 (ko) * 2016-08-16 2023-10-20 한화파워시스템 주식회사 원심 압축기
JP6652077B2 (ja) * 2017-01-23 2020-02-19 株式会社デンソー 遠心送風機
EP3460255A1 (de) * 2017-09-20 2019-03-27 Siemens Aktiengesellschaft Durchströmbare anordnung
EP3460256A1 (de) * 2017-09-20 2019-03-27 Siemens Aktiengesellschaft Durchströmbare anordnung
EP3460257A1 (de) 2017-09-20 2019-03-27 Siemens Aktiengesellschaft Durchströmbare anordnung
JP7080743B2 (ja) * 2018-06-21 2022-06-06 シャープ株式会社 電動送風機および電動掃除機
US11131210B2 (en) 2019-01-14 2021-09-28 Honeywell International Inc. Compressor for gas turbine engine with variable vaneless gap
CN109779978B (zh) * 2019-01-25 2020-09-25 西安理工大学 一种离心泵的导叶
JP2020133534A (ja) * 2019-02-21 2020-08-31 愛三工業株式会社 遠心ポンプ
IT201900006674A1 (it) * 2019-05-09 2020-11-09 Nuovo Pignone Tecnologie Srl Paletta statorica per un compressore centrifugo
CN110425149A (zh) * 2019-07-29 2019-11-08 南京航空航天大学 一种两级夹心式行波压电离心泵及其驱动方法
CN110513331A (zh) * 2019-08-31 2019-11-29 浙江理工大学 一种低噪蜗壳及离心通风机
KR20210071373A (ko) * 2019-12-06 2021-06-16 엘지전자 주식회사 가습청정장치
CN113048095A (zh) * 2019-12-27 2021-06-29 日本电产科宝电子株式会社 鼓风机和呼吸机
WO2021171658A1 (ja) * 2020-02-28 2021-09-02 日立グローバルライフソリューションズ株式会社 ポンプ装置
JP7194705B2 (ja) * 2020-02-28 2022-12-22 日立グローバルライフソリューションズ株式会社 多段渦巻きポンプ装置
DE102020114387A1 (de) * 2020-05-28 2021-12-02 Ebm-Papst Mulfingen Gmbh & Co. Kg Gebläserad mit dreidimensional gekrümmten Laufradschaufeln
CN111810247A (zh) * 2020-07-20 2020-10-23 哈电发电设备国家工程研究中心有限公司 一种兆瓦级径向透平膨胀机可调喷嘴叶片的设计方法
EP4193035A1 (de) * 2020-08-07 2023-06-14 Concepts NREC, LLC Strömungssteuerungsstrukturen für verbesserte leistung und turbomaschinen damit
CN111997937B (zh) * 2020-09-21 2021-11-30 江西省子轩科技有限公司 一种具有级间导叶的压缩机
CN112196828A (zh) * 2020-10-26 2021-01-08 江苏大学 一种具有低噪声特性的非线性对称离心叶轮
CN114680706B (zh) * 2020-12-25 2023-01-24 广东美的白色家电技术创新中心有限公司 风机组件和吸尘器
JPWO2022259490A1 (de) * 2021-06-10 2022-12-15
CN114030337B (zh) * 2021-12-14 2023-08-18 珠海格力电器股份有限公司 空调箱结构、空调器以及具有其的车辆
EP4215759A1 (de) * 2022-01-25 2023-07-26 Siemens Energy Global GmbH & Co. KG Diffusor für einen radialturboverdichter
US20240060507A1 (en) * 2022-08-22 2024-02-22 FoxRES LLC Sculpted Low Solidity Vaned Diffuser

Family Cites Families (44)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR352787A (fr) * 1905-03-28 1905-08-21 Turbine Pump Company Pompe à turbine
FR361986A (fr) * 1905-12-13 1907-01-23 Sautter Harle & Cie Soc Dispositif assurant la continuité du mouvement du fluide dans les pompes centrifuges multicellulaires
GB112292A (en) * 1916-12-29 1917-12-31 Alfred Ernest Lole Improvements in or relating to Rotary Pumps and the like.
US1350927A (en) * 1918-11-26 1920-08-24 Gen Electric Centrifugal compressor
US1369527A (en) * 1920-04-26 1921-02-22 Isaac N Johnston Pump
US1456906A (en) * 1921-08-22 1923-05-29 Layne And Bowler Company Centrifugal pump
US1822945A (en) * 1927-12-27 1931-09-15 Pacific Pump Works Centrifugal impeller locating and locking means
US2160666A (en) * 1936-06-01 1939-05-30 Gen Electric Fan
US2273420A (en) * 1941-02-17 1942-02-17 Pomona Pump Co Centrifugal pump
US2362514A (en) 1941-06-03 1944-11-14 Gen Electric Centrifugal compressor
GB579770A (en) * 1943-10-04 1946-08-15 Lionel Haworth Improvements in or relating to centrifugal compressors, pumps and superchargers
US2372880A (en) * 1944-01-11 1945-04-03 Wright Aeronautical Corp Centrifugal compressor diffuser vanes
GB583664A (en) * 1944-11-15 1946-12-24 Gen Electric Improvements in and relating to centrifugal compressors
GB636290A (en) * 1947-01-09 1950-04-26 Lysholm Alf Improvements in diffusers for centrifugal compressors
GB693686A (en) * 1950-01-25 1953-07-08 Power Jets Res & Dev Ltd Improvements relating to bladed rotary fluid-flow machines
FR1091307A (fr) * 1953-03-17 1955-04-12 Ratier Aviat Marine Machine à circulation de fluide
FR1200703A (fr) * 1954-10-18 1959-12-23 Garrett Corp Perfectionnements aux compresseurs
US2854926A (en) * 1956-01-19 1958-10-07 Youngstown Sheet And Tube Co Shaft, impeller and bowl assembly for vertical turbine pumps
US2973716A (en) * 1959-07-03 1961-03-07 C H Wheeler Mfg Co Sound-dampening pump
US3506373A (en) * 1968-02-28 1970-04-14 Trw Inc Hydrodynamically balanced centrifugal impeller
US3628881A (en) 1970-04-20 1971-12-21 Gen Signal Corp Low-noise impeller for centrifugal pump
US3861825A (en) * 1970-12-21 1975-01-21 Borg Warner Multistage pump and manufacturing method
US3778186A (en) * 1972-02-25 1973-12-11 Gen Motors Corp Radial diffuser
US4371310A (en) * 1974-07-23 1983-02-01 The United States Of America As Represented By The Secretary Of The Navy Centrifugal pump recirculation diffuser
US4027994A (en) * 1975-08-08 1977-06-07 Roto-Master, Inc. Partially divided turbine housing for turbochargers and the like
US4076450A (en) * 1976-01-14 1978-02-28 United Centrifugal Pumps Double volute pump with replaceable lips
US4076645A (en) * 1977-01-10 1978-02-28 American Cyanamid Company Chemical lighting process and composition
JPS55107099A (en) * 1979-02-07 1980-08-16 Matsushita Electric Ind Co Ltd Blower driven by electric motor
JPS59231199A (ja) * 1983-06-11 1984-12-25 Kobe Steel Ltd 圧縮機用羽根付デイフユ−ザ
JPS6050299A (ja) * 1983-08-31 1985-03-19 Hitachi Ltd 多段流体機械
JPS61169696A (ja) * 1985-01-24 1986-07-31 Kobe Steel Ltd 多翼送風機における風切音低減装置
JPS6210495A (ja) * 1985-07-08 1987-01-19 Matsushita Electric Ind Co Ltd 送風装置
US4781531A (en) * 1987-10-13 1988-11-01 Hughes Tool Company Centrifugal pump stage with abrasion resistant elements
CN1009017B (zh) * 1988-02-12 1990-08-01 中国科学院工程热物理研究所 潜油泵
FI87009C (fi) * 1990-02-21 1992-11-10 Tampella Forest Oy Skovelhjul foer centrifugalpumpar
US5228832A (en) * 1990-03-14 1993-07-20 Hitachi, Ltd. Mixed flow compressor
JPH04109098A (ja) * 1990-08-28 1992-04-10 Mitsubishi Electric Corp ターボ形遠心送風機
CN1059959A (zh) * 1990-09-15 1992-04-01 列宁“夫斯基工厂”生产联合公司 离心式压缩机
US5246335A (en) 1991-05-01 1993-09-21 Ishikawajima-Harimas Jukogyo Kabushiki Kaisha Compressor casing for turbocharger and assembly thereof
JP2743658B2 (ja) * 1991-10-21 1998-04-22 株式会社日立製作所 遠心圧縮機
WO1993010358A1 (en) * 1991-11-15 1993-05-27 Moskovskoe Obschestvo Soznaniya Krishny Method of forming air flow in outlet system of a centrifugal compressor and centrifugal compressor
DE4313617C2 (de) * 1993-04-26 1996-04-25 Kreis Truma Geraetebau Radialgebläse
JP3110205B2 (ja) * 1993-04-28 2000-11-20 株式会社日立製作所 遠心圧縮機及び羽根付ディフューザ
JP3482668B2 (ja) * 1993-10-18 2003-12-22 株式会社日立製作所 遠心形流体機械

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8105011B2 (en) 2004-10-09 2012-01-31 Ebm-Papst St. Georgen Gmbh & Co. Kg Fan comprising a fan wheel

Also Published As

Publication number Publication date
DE69434033T2 (de) 2005-09-22
EP0648939A3 (de) 1995-07-12
EP0795688B1 (de) 2003-03-26
DE69432334D1 (de) 2003-04-30
EP0984167A3 (de) 2000-09-27
US6364607B2 (en) 2002-04-02
CN1111727A (zh) 1995-11-15
EP1199478B1 (de) 2004-09-22
US20010036404A1 (en) 2001-11-01
US6312222B1 (en) 2001-11-06
DE69433046D1 (de) 2003-09-18
CN1250880C (zh) 2006-04-12
US6139266A (en) 2000-10-31
JPH07167099A (ja) 1995-07-04
EP0984167A2 (de) 2000-03-08
DE69432363D1 (de) 2003-04-30
US5971705A (en) 1999-10-26
US6290460B1 (en) 2001-09-18
US20010033792A1 (en) 2001-10-25
EP0648939A2 (de) 1995-04-19
US5595473A (en) 1997-01-21
EP0795688A2 (de) 1997-09-17
CN1271817A (zh) 2000-11-01
DE69433046T2 (de) 2004-06-17
EP0648939B1 (de) 2003-03-26
EP0795688A3 (de) 1997-10-01
CN1074095C (zh) 2001-10-31
JP3482668B2 (ja) 2003-12-22
EP0984167B1 (de) 2003-08-13
DE69432363T2 (de) 2004-02-12
DE69434033D1 (de) 2004-10-28
US6371724B2 (en) 2002-04-16
US5857834A (en) 1999-01-12
EP1199478A1 (de) 2002-04-24

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