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Die Erfindung bezieht sich auf einen Druckaustauscher zum Übertragen von
Druckenergie aus einem Fluidstrom eines Fluidsystems in einen Fluidstrom eines
zweiten Fluidsystems, der ein Gehäuse und Endbauteile mit einem Einlaß- und
einem Auslaßdurchgang für jeden Fluidfluß und einen zylindrischen Rotor
umfaßt, der in dem Gehäuse vorgesehen ist, wobei der Rotor zum Rotieren um
seine longitudinale Achse angeordnet ist und eine Anzahl von Durchgangskanälen
mit einer Öffnung an jedem Ende aufweist, die symmetrisch um die longitudinale
Achse angeordnet sind, wobei der Einlaß- und Auslaßdurchgang des Fluidsystems
Paare von Durchgängen bilden, die an jedem Ende des Rotors angeordnet sind,
und wobei die Rotorkanäle für die Verbindung mit den Endbauteil-Einlaß- und
Auslaßdurchgängen angeordnet sind, in der Weise, daß sie während der Rotation
des Rotors abwechselnd Fluid mit hohem Druck und Fluid mit niedrigem Druck
aus dem jeweiligen System führen.
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Nach der Druckschrift NO-PS 161 341 (entsprechend US-PS 4,887,942) und NO-
PS 168 548, neben anderen, sind Druckaustauscher des oben genanten Typs
bekannt, bei denen der Rotor mit Hilfe einer Welle positioniert ist, die in an sich
bekannter Weise in einer entgegengesetzten Endabdeckung montiert ist. Bei den
meisten Anwendungen von Druckaustauschern werden Flüssigkeiten mit
niedriger Viskosität benutzt, wie beispielsweise Wasser. Irgendwelche internen
Leckagen zwischen Bereichen mit hohem und niedrigem Druck könnten den
Wirkungsgrad erheblich reduzieren, was zu eine Kavitation am Auslaß führen
würde, falls die Dichtungsoberflächen nicht befriedigend wirken würden, was als
Konsequenz zu einer erheblich reduzierten Lebensdauer führen würde. Falls die
Verwendung von dynamischen und teueren Abdichtungskörpern, die die
Zuverlässigkeit verringern, die Wartung kompliziert gestalten und einen starken
Verschleiß verursachen, vermieden werden soll, besteht die Alternative in einer
Spalt- oder Schlitzdichtung, was Herstellung und Installation bei gleichzeitiger
Erfüllung extrem genauer Toleranzen beinhaltet, um in der Lage zu sein,
Lagerkomponenten mit Standardpräzision zu verwenden. Dieses letztere Konzept
bringt auch Probleme in Verbindung mit elastischen Verformungen des Gehäuses,
des Rotors und der Endabdeckung bei hohem Druck mit sich, die nur teilweise
durch extreme Überdimensionierung von Komponenten gelöst werden können.
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Die genannten Patente geben Unterteilungswände in den Rotorkanälen, die radiale
Querschnitte mit geraden Wänden oder mit Wänden in Form von einander
gegenüberliegenden Abschnitten von Segmenten eines Kreises an. Die
erstgenannte Form ist im Hinblick auf Ermüdung in den Befestigungspunkten
aufgrund elastischer Verformungen beim Wechseln zwischen hohem und
niedrigem Druck unbefriedigend, und sie erfordern, daß die überdimensioniert
sind. Beide Formen verringern den verfügbaren Strömungsquerschnitt, wodurch
der Wirkungsgrad verringert wird. Auch das Mischen der Flüssigkeitsströme wird
durch das Verhältnis zwischen verfügbarem individuellem Strömungsquerschnitt
und der Länge der Kanäle beeinflußt. Bei speziellen Anwendungen erhält der
Geräuschpegel vitale Bedeutung, und in dieser Hinsicht sind die beschriebenen
Kanalquerschnitte nicht die wünschenswertesten.
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Die Druckschrift NO-161341 beschreibt eine Endabdeckung, die Einlaß- und
Auslaßdurchgänge mit einer größeren Oberfläche und Druckabfall als erforderlich
aufweist, da die Strömung stets turbulent sein wird.
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Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, einen Druckaustauscher zu schaffen, der
nicht durch die oben erwähnten Nachteile beeinträchtigt ist.
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Die Eigenschaften dieses Druckaustauschers gemäß der Erfindung werden durch
die charakteristischen Merkmale in den Ansprüchen zum Ausdruck gebracht.
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Nachfolgend wird die Erfindung des näheren unter Bezugnahme auf die
Zeichnungen beschrieben, die schematisch Beispiele eines Druckaustauschers
gemäß der Erfindung veranschaulichen.
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Fig. 1 ist eine perspektivische Ansicht einer Ausführungsform eines
Druckaustauschers gemäß der Erfindung;
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Fig. 2 ist eine perspektivische Ansicht der Komponenten des in Fig. 1
veranschaulichten Druckaustauschers, wobei jedoch seine Komponenten
voneinander getrennt sind und wo für einige von ihnen Abschnitte
weggeschnitten sind;
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Fig. 3 ist ein Diagramm, das die Kräfte veranschaulicht, die auf einen Rotor
während des Durchflusses von Fluid bei der Rotation einwirken;
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Fig. 4 zeigt mögliche optimale Querschnittsformen für Rotorkanäle;
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Fig. 5 ist ein schematisches Funktionsdiagramm zum Montieren des Rotors mit
geradlinigen Kanälen;
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Fig. 6 veranschaulicht die Verteilung des hydrostatischen Druckes auf die
Rotoroberflächen während axialer und radialer Bewegungen von einer
zentralen Position aus;
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Fig. 7 ist ein schematisches Funktionsdiagramm zum Montieren des Rotors mit
Kanälen, das einander gegenüberliegende Auslässe bei unterschiedlichen
radialen Abständen aufweist; und
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Fig. 8 veranschaulicht eine entsprechende Verteilung des hydrostatischen
Druckes auf den Rotoroberflächen während axialer und radialer
Bewegungen von einer zentralen Position aus.
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Wie klar in Fig. 1 dargestellt ist, umfaßt eine Ausführungsform eines
Druckaustauschers ein Gehäuse 2 mit Endbauteilen 1 und 21 zusammen mit
identischen Druckplatten oder Endabdeckungen 3, die mit durchgehenden Bolzen
4 befestigt sind. Das Gehäuse 2 besitzt eine zentrale Öffnung 9 zum Zuführen des
Schmierfluids. Weiter weist das Endbauteil 1 einen Einlaß 5 für hohen Druck und
einen Auslaß 6 für niedrigen Druck auf. Das Endbauteil 21 weist einen Einlaß 8
für niedrigen Druck und einen Auslaß 7 für hohen Druck auf.
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Fig. 2 zeigt die verschiedenen Komponenten, wobei ein Rotor 10 das Gehäuse 2
zum Positionieren und Montieren benutzt. Der Rotor 10 weist eine Nut 22 auf, die
zwischen den Enden des Rotors positioniert ist und zusammen mit einem
benachbarten Abschnitt des Gehäuses 2 einen zentralen oder ersten
Versorgungsverteiler definiert, der Schmierfluid über die Öffnung 9 im Gehäuse 2
erhält. Das Schmierfluid kann vorteilhafterweise eine der Flüssigkeiten sein, die
dem Druckaustausch ausgesetzt sind und in Richtung auf die Enden 11 des Rotors
10 fließt, wobei die Enden 11 zusammen mit jeweiligen Enden des Gehäuses 2
einen zweiten oder entgegengesetzten Verteiler an jedem Ende des Rotors 10
definieren. Von hier aus wird der zweite Verteiler über einen Endspalt zwischen
dem Rotor und der Endabdeckung auf der Niederdruckseite von Fluid entleert.
Die äußeren Lageroberflächen 23 des Rotors sind in Form eines Stufenlagers
ausgebildet, und die inneren Oberflächen des Gehäuses weisen extrem kleine
Zwischenabstände auf, in denen es nur Platz für einen Schmierfilm gibt. In
gleicher Weise gibt der Zwischenabstand zwischen den Rotorendoberflächen und
den Endbauteilen Platz für einen axialen Schmierfilm und eine Spaltdichtung
zwischen Bereichen mit hohem und niedrigem Druck. Weiter enthält das Gehäuse
2 einen statisch abdichtenden O-Ring 12 an jedem Ende, zusammen mit
durchgehenden Bohrungen 19 für Schraubbolzen.
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Das Endbauteil 1 zeigt einen Ausschnitt auf der Hochdruckseite, der die
Innenseite der Druckplatte 3 mit einem Durchgangsloch 20 für Schraubbolzen
sichtbar macht, welche die Trennkräfte aufnehmen. Ein statischer Dichtungsring
13 definiert einen inneren Bereich, der über einen Druckkanal 14 unter Druck
gesetzt wird, wobei der Kanal direkt an einen Hochdruckeingang 15
angeschlossen ist, und somit im größtmöglichen Maße den Ausgleich gegen
Verformungen aufgrund von Druckbeanspruchungen in den axialen
Endoberflächen zwischen Rotor und Endbauteil bewirkt. Darüber hinaus wird das
Erfordernis zum Aufbringen einer Vorspannung auf das Gehäuse minimal, da
faktisch alle Trennkräfte in der Druckplatte über die hindurchgehenden
Schraubbolzen aufgenommen werden. Das Endbauteil besitzt durchgehende
Bohrungen 18 für Schraubbolzen, und am Tiefdruckeingang 16 ist eine
gekrümmte Absenkung 17 angebracht. Die Aufgabe dieser Absenkung besteht
darin, die Entleerung des zweiten Verteilers des Rotors zu steigern, wodurch der
Druckunterschied über den tragenden Oberflächen 23 und die hydrostatische
Lagerfunktion gesteigert werden. Darüber hinaus wird diese Senkung auch die
Möglichkeit verringern, daß der Rotor durch Ansaugen im Falle einer
mangelhaften Ausfluchtung während der Anlaufphase gegen die Endabdeckung
festgefahren wird. Die Einlaß- und Auslaßdurchgänge der Endbauteile und die
Eingangsöffnungen 15 und 16 sind im größtmöglichen Maße mit senkrechten
Strömungsquerschnitten in der Form von Segmenten eines Kreises ausgebildet.
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Fig. 3 veranschaulicht die Kräfte, die auf den Rotor während des Durchflusses
und der Rotation wirken, wobei Mr ein Drehmoment ist, das von der
Flüssigkeitsströmung oder der Antriebsquelle geliefert wird. Mt ist ein
Torsionsmoment, das durch die einander entgegengerichteten Flüssigkeitsströme
erzeugt wird, welche versuchen, den Rotor in einer Ebene durch die
Flüssigkeitsströme zu drehen. Die natürliche Stellung des Rotors innerhalb des
Gehäuses und der Endbauteile ist daher asymmetrisch, trotz der hydrostatischen
und hydrodynamischen Lagerkräfte, die versuchen, diese Stellung zu korrigieren.
Dies ist während der Startphase am deutlichsten, da die hydraulischen Kräfte nur
wirksam werden, wenn eine bestimmte Umdrehungsgeschwindigkeit erreicht
worden ist. Die Reibungskräfte werden augenblicklich wirksam, sobald ein
Durchfluß hergestellt ist, während es aufgrund der Trägheit länger dauert, die
Rotation im Flüssigkeitsbetrieb in Gang zu bringen. In einem gegebenen Moment
befindet sich dann der Rotor im Zustand maximaler Fehlausrichtung, und auf der
Niederdruckseite kann der Druckgradient im Spaltspiel am Auslaßende, das Fluid
von dem zweiten Verteiler zum Niederdruckeingang 16 durchläßt, beträchtlich
kleiner als beim entgegengesetzten Spaltspiel werden, wodurch ein Blockieren des
Rotors verursacht wird. Die Senkung 17 wirkt dieser Gefahr durch Maximieren
der hydrostatischen Druckdifferenz entgegen, und die wirksame Spaltlänge und
somit die Kräfte werden proportional in dem empfindlichsten Bereich verringert,
wo die äußere axiale Oberfläche in engstem Kontakt mit dem Endbauteil kommt.
Dies ist auf der Hochdruckseite so lange nicht der Fall, wie die Richtung der
Strömung im Spalt vom Hochdruckeingang zum zweiten Verteiler verläuft. Im
Falle von Fehlausfluchtung werden zentrierende Kräfte hervorgerufen, höherer
Druck entsteht in dem Spalt, der in Richtung der Strömung definiert ist. Auf der
Niederdruckseite tritt das Umgekehrte ein, da im Falle der Fehlausfluchtung der
Druck im Spalt, der einen zunehmenden Querschnitt in der Strömungsrichtung
hat, abfällt, wodurch die Fehlausrichtung gesteigert wird und in einem
Oberflächenkontakt endet.
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Fig. 4 veranschaulicht optimale Kanalquerschnitte für den Rotor, wobei (a) eine
Grundform ist, bei der die Druckzwischenwand 24 die Form eines Segmentes
eines Kreises besitzt. Eine Gestaltung dieser Art minimiert die Wanddicke und
den Strömungswiderstand aufgrund der Kontraktion des Strömungsquerschnittes.
Die Druckzwischenwand 24 ist alternierend der Spannung und Kontraktion
ausgesetzt und muß daher in Bezug auf die Ermüdung der Befestigungspunkte
dimensioniert sein, und eine kreisförmige Gestalt liefert daher die größte Stärke
bei kleinstem Querschnitt. Die Form (b) hat eine zentrale Rippe 25, die das im
Kanal geforderte tote Volumen verringert und Geräusche durch die
fluidgetriebene Drehung des Rotors verringert, wobei auch ein Drehmoment über
die zentrale Rippe geliefert wird, wodurch der Angriffswinkel verringert wird, der
erforderlich ist, um eine benötigte Anhebung zu erzeugen. Die Form (c) besitzt
eine Stützwand 26, welche die für die Unterteilungswand 24 erforderliche
Wanddicke verringert, wodurch der effektive Strömungsquerschnitt wirksam
vergrößert wird, während gleichzeitig das tote Volumen verringert wird, das für
eine wirksame Trennung der Fluids erforderlich ist, die einem Druckaustausch
ausgesetzt sind.
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Fig. 5 veranschaulicht schematisch die Art und Weise, wie das Hybridlagersystem
bei einem Rotor miteinander gegenüberliegenden Auslässen für die Kanäle in
gleichen radialen Intervallen arbeitet, wobei die Grenze der Endbauteile und des
Gehäuses im Querschnitt als äußere Grenze veranschaulicht ist, und ein
Querschnitt des Rotors ist innerhalb angeordnet, mit übertriebenen Spielräumen,
um die prinzipielle Funktion der hydrostatischen Montage des Rotors zu
veranschaulichen. Schmieröl wird über die Öffnung 9 mit einem Druck p0
zugeführt und fließt zum Verteiler am Rotorende. Der Rotor weist eine Stufe auf,
die eine Verringerung des Spaltspielraums zu jedem Ende hin verursacht. Da der
Druckabfall proportional zum Strömungswiderstand ist, wird der Druckgradient
im Spaltspielraum an demjenigen Punkt am größten, wo der Spielraum am
kleinsten ist. Dies führt zu Druckpunkten p1 und p2, die den Übergang zwischen
den Radialdruckgradienten und dem Verteiler am Rotorende jeweils mit Druck p5
und p6 anzeigen. Unter der Annahme, daß der Schmierdruck p0 nicht wesentlich
größer als HP ist, fließt Fluid von den Hochdruckkanälen in den Verteiler des
Rotorendes, der einen gleichmäßigen Druck über die gesamte Peripherie aufweist.
An der Niederdruckseite verläuft die Strömung in ähnlicher Weise radial, und p3
und p4 markieren die Unterscheidung zwischen den Druckgradienten. Hier wird
jedoch der Verteiler des Rotorendes zu den Niederdruckkanälen hin entleert. Es
gibt eine kontinuierliche innere Flüssigkeitsleckage von der Hochdruckseite direkt
zur Niederdruckseite über den Spaltspielraum zwischen der zentralen Oberfläche
des Rotors, wobei das Rotorkanalende auf die zentralen Oberflächen der
Endbauteile stößt und die Oberflächen zwischen den Einlaßöffnungen abdichtet.
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Falls der Rotor zentral symmetrisch innerhalb der Grenze gelagert ist, die durch
das Gehäuse und die Endbauteile gebildet wird, gilt das Folgende: p1 = p2 = p3 =
p4, und p5 = p6.
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Fig. 6 veranschaulicht, wie das Lagersystem reagiert, falls der Rotor von dieser
Position abweicht. Falls der Rotor durch eine Kraft beeinflußt wird, die den Rotor
in Richtung zum Endbauteil 1 hin bewegt, wird der Spaltspielraum hier verringert,
während er am entgegengesetzten Endbauteil zunimmt. Dies führt zu p5 > p6,
weil die Entleerung einen größeren Druckabfall erfordert, wenn es eine Zunahme
des Strömungswiderstandes und eine Abnahme des am entgegengesetzten Ende
geforderten Druckabfalls gibt. Der substantielle Unterschied beim
Druckgradienten erzeugt eine Kraft, die in der entgegengesetzten Richtung wirkt
und die versucht, die axiale Position so lange zu korrigieren, bis der Rotor erneut
eine zentrale, axiale Stellung einnimmt. Ähnliches gilt im Falle einer Abweichung
der radialen Position, die durch die Tatsache veranschaulicht werden kann, daß
der Rotor in Richtung der Hochdruckseite bewegt wird, daß der Druckpunkt p1 >
p3 ist, da das Verhältnis zwischen dem Strömungswiderstand von p1 bis p5 und
dem Strömungswiderstand von p0 bis p1 ansteigt, während das Verhältnis
zwischen dem Strömungswiderstand von p3 nach p5 und dem
Strömungswiderstand von p0 nach p3 abnimmt. Das gleiche gilt für p2 > p4, und
insgesamt ergibt sich aus diesem Unterschied der Druckgradienten eine
resultierende Kraft, die gegen die radiale Abweichung von einer symmetrischen
zentralen Position wirkt.
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Fig. 7 veranschaulicht in ähnlicher Weise, wie dieses Lagersystem funktioniert,
um einen Rotor mit Kanälen zu positionieren, die einander gegenüberliegende
Auslässe mit unterschiedlichem radialen Abstand aufweisen. Während der
Rotation wird ein zusätzlicher Druck in den Kanälen erzeugt HP2 - HP1 = LP2 -
LP1, der im allgemeinen mäßig in Bezug auf HP - LP ist, und dies hat nur geringe
Wirkung auf ein Lagersystem des Typs, wie er in Verbindung mit den Fig. 5 und
6 beschrieben worden ist. Allerdings führen die unterschiedlichen radialen
Intervalle oder Abstände der Kanalauslässe zu einander gegenüberliegenden
axialen Bereichen, die unterschiedlichen Druckkräften in den Spaltspielräumen
ausgesetzt sind, wenn sich der Rotor in einer zentralen symmetrischen Position
befindet. Dies führt zu unausgeglichenen resultierenden Kräften, die ein
Blockieren oder Fehlausrichten des Rotors verursachen. Es ist daher erforderlich,
Ausgleichsbereiche oder Gebiete 27 und 28 als Kompensation in den
Endbauteilen anzubringen. Die Bereiche stellen komplementäre Bereiche dar, die
durch eine entgegengesetzte axiale Projektion der Einlaß- und Auslaßöffnungen
entstehen, wobei der Rotorspielraum zwischen den Endbauteilen dadurch gleich
großen Bereichen unter hohem Druck oder niedrigem Druck ausgesetzt wird. Um
dies zu erreichen, müssen die Bereiche 27 und 28 in der Form einer Senkung in
den Oberflächen der Endbauteile auftreten, mit einer Tiefe, die den Einlaß- bzw.
Auslaßdruck gleichmäßig innerhalb der schraffierten Bereiche verteilt.
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Fig. 8 ist ein Diagramm der Druckgradienten während einer axialen und radialen
Bewegung. Diese wird im wesentlichen den gleichen Charakter wie in Fig. 6
haben, wenn die oben erwähnten Ausgleichsbereiche 27 und 28 in die Gestaltung
der Endbauteile einbezogen sind.