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Verfahren zur Änderung des Grades der Kühlung bei sich ändernder Kompressorbelastung
an einem dynamischen Kompressor und dazugehöriger Kompressor Die Erfindung bezieht
sich auf ein Verfahren zur Änderung des Grades der Kühlung bei sich ändernder Kompressorbelastung
und einen zur Durchführung des Verfahrens gehörigen Axial-oder Zentrifugalrotationskompressor,
insbesondere Mehrstufenkompressor mit Zwischenkühlung.
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Es isst bekannt, daß bei dynamischen Kompressoren, unter gewissen
Arbeitsbedingungen in bezug auf Arbeitsmittelströmung und Druckverhältnis, eine
Erscheinung auftreten kann, die unter dem Namen Pumpeneffekt bekannt ist, wobei
die Strömung, die normalerweise einheitlich gerichtet ist, unstabil und in Schwingung
versetzt wird.
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Die Grenzbedingung für stabilen und unstabilen Betrieb kann in einer
graphischen Darstellung der Charakteristik des dynamischen Kompressors durch eine
Kurve definiert werden, die Pumpeneffektkurve genannt wird. Ein typisches Beispiel
einer solchen Charakteristik ist in Fig. i der Zeichnurng dargestellt, in welcher
schematisch das Druckverhältnis R (Ordinate) über der entsprechenden Strömungsmenge
M (Abszisse) des durch den Kompressor strömenden Fluidums aufgetragen ist. Die voll
ausgezogene Linie S ist die Pumpeneffektkurve, die auf der rechten Seite derselben
dargestellten Strömungsbedingungen bilden das stabile Gebiet, und die linke Seite
der Kurve stellt das unstabile Gebiet dar. Soll der Kompressor, der z. B. ein Teil
einer Wärmekraftmaischine oder einer anderen Anlage sein kann,
nahe
an der Pumpeneffektkurve, aber noch im stabilen Gebiet arbeiten, so kann dieser
Betriebszustand "z. B. durch die gestrichelte Kurve 0 in Fig. i dargestellt werden,
die noch über einen großen Betriebsbereich bezüglich Strömungsmenge und Belastung
des Kompressors im stabilen Gebiet liegt.
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Es ist jedoch nicht möglich, nur durch entsprechende Bemessung der
Kompressorteile die Anordnung derart zu treffen, daß der Kompressor eine solche
Betriebskurve aufweist; in Wirklichkeit kann nur ein einziger Punkt der Kurve durch
entsprechenden Bau des Kompressors erreicht werden. Die wirkliche Betriebskurve
wird durch die Verhältnisse in der ganzen Anlage bestimmt und außerdem durch die
Leichtigkeit, mit welcher sich der Kompressor selbst den Änderungen dieser Verhältnisse
anpassen kann. Diese letztgenannte Bedingung wird durch die heute übliche Form eines
Kompressors nicht erfüllt. So ist z. B. ein Mehrstufenrotationskompressor, dessen
Schaufelkränze auf einer gemeinsamen Welle angeordnet sind, weniger anpassungsfähig
in dieser Beziehung als ein gleicher Kompressor, dessen Schaufelkränze auf unabhängigen
Wellen angeordnet sind; jedoch ist ein solcher Kompressor natürlich weit komplizierter
im Aufbau. Aus diesem Grund haben gewisse dynamische Kompressoren, auch wenn sie
einige wünschbare Eigenschaften bei Verwendung in einer Anlage aufweisen, eine relativ
schlechte Betriebskurve. Ein typisches Beispiel für einen solchen Fall ist in Fig.
i durch die gestrichelte Linie 01 dargestellt. Wie aus der Zeichnung hervorgeht,
schneidet diese Linie 01 die Pumpeneffektkurve in schräger Richtung, und der entsprechende
Kompressor wird deshalb nur in einem verhältnismäßig kleinen Bereich bezüglich Strömungsmenge
und Belastung stabil arbeiten. Eine solche Betriebskurve ist z. B. typisch für einen
mehrstufigen Rotationskompressor, dessen Schaufelkränze alle auf einer gemeinsamen
Welle sitzen, wie dies gewöhnlich in Gasturbinenanlagen der Fall ist und eine Hauptanwendungsgrenze
dieser Kompressorart ergibt.
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Wenn ein ,solcher Kompressor ferner mit Mitteln zur Zwischenkühlung
des Arbeitsmittels zwischen den einzelnen Kompressionsstufen versehen ist, was meistens
verlangt wird, um einen optimalen Wirkungsgrad zu erreichen, neigt seine Betriebskurve
zu einer weiteren Verschlechterung. Eine solche Betriebskurve ist in Fig. i durch
die gestrichelte Linie 0= dargestellt. Diese Kurve (), schneidet die Pumpeneffektkurve
in noch schrägerer Lage als die Linie 01, und der Belastungsbereich des Kompressors
für stabilen Betrieb ist noch weiter verkleinert.
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Wie aus der Zeichnung ersichtlich, entspricht der Schnittpunkt A den
jeweiligen Betriebskurven O, 01 und 0" in Fig. i einer Belastung, die jedem Kompressor
eigen ist, wobei der Kühler eines Kompressors mit Zwischenkühlung derart ausgebildet
wird, daß er einen Temperaturabfall im Arbeitsmittel bewirken kann, der genügt,
um die Temperatur des bei Vollast geförderten Arbeitsmittels auf die Eintrittstemperatur
zu senken, um so isotherme Kompression vorzutäuschen. Dagegen steigert der Kühler,
zusätzlich zur Temperatursenkung, die Dichte des Arbeitsmittels um einen entsprechenden
Betrag, d. h. die Dichte ändert sich im umgekehrten Verhältnis zur Temperatur, und
die nachfolgende Stufe (oder Stufen) des Kompressors muß für eine Kapazität bemessen
sein, didieser Änderung der Arbeitsmitteldichte entspricht. Wenn jedoch ein dynamischer
Kompressor mit halber Last arbeitet, sinkt nicht nur die Strömungsmenge, sondern
auch das Druckverhältnis und demzufolge auch das Temperaturverhältnis des verdichteten
zum nicht verdichteten Druckmittel auf einen niedrigeren Wert. Der Zwischenkühler
muli dann nur eine geringere Temperatursenkung bewirken, um das Druckmittel auf
seine Ursprungstemperatur zu . bringen, was eine Herabsetzung des Dichteverhältnisses
des gekühlten zum ungekühlten Druckmittel relativ zu den Verhältnissen bei Vollast
zur Folge hat.
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Eine solche Herabsetzung desDichteverhältnisses bei einer Lastverringerung
bewirkt, daß das Geschwindigkeitsverhältnis des Druckmittelstromes durch den Kompressor
vom Nennwert abweicht und damit auch der Arbeitsbereich und die Anfälligkeit eines
solchen Kompressors für der. Pumpeneffekt. Die vorliegende Erfindung bezweck= nun,
wenn eine Lastverringerung von einer Erhöhung des Dichteverhältnisses zwischen gekühltem
und ungekühltem Arbeitsmittel begleitet ist, die bei zwischengekühlten Kompressoren
meist eintretende Verkleinerung des Arbeitsbereiches zu vermeiden; auch der Belastungsbereich
eines ungekühlten Kompressors kann verbessert werden, wie dies z. B. durch die in
Fig. i dargestellte Betriebskurve 0.; gezeigt ist.
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Die Erfindung schlägt ein Verfahren vor, um bei einem mehrstufigen
Kompressor, der einen Teil einer Anlage bildet und Mittel zur Zwischenkühlung des
Arbeitsmittels aufweist, den Grad der Kühlung bei sich ändernder Belastung zu ändern,
derart, daß das Dichteverhältnis des Arbeitsmittels nach und vor der Kühlung steigt,
wenn die Belastung des Kompressors sinkt, und fällt, wenn diese Belastung steigt.
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Gewöhnlich wird gewünscht, daß die Zwischenkühlung progressiv mit
zunehmender Kompressorbelastung weniger wirksam sein soll.
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Demnach muß bei einem erfindungsgemäßen Kompressor, wobei bei einem
normalgekühlten Kompressor die Temperatur des in den kompressor eintretenden und
aus dem Kühler austretenden Arbeitsmittels wenigstens annähernd konstant für jede
Belastung ist und gewöhnlich der Außentemperatur entspricht, wenn bei Vollast Außentemperatur
erreicht wird. der Kühler bei Teillast das Arbeitsmittel auf eine unter der Atmosphärentemperatur
liegende Temperatur abkühlen. Um. dies zu vermeiden, kann die Anordnung derart sein,
daß die Temperatur am Kühlerauslaß annähernd der atmosphärischen Temperatur
bei
der kleinsten, verlangten Belastung entspricht und progressiv mit steigender Belastung
ansteigt.
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Demzufolge wird ein solcher Kompressor, der bei Vollast mit Zwischenkühlung
auf einer erheblich über der Außentemperatur liegenden Temperatur arbeitet, einen
geringeren Wirkungsgrad aufweisen als ein Vergleichskompressor mit normaler Zwischenkühlung,
d. h. die Stabilität wird auf Kosten des Wirkungsgrades verbessert.
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Berechnungen auf Grund der beschriebenen Überlegungen in Anwendung
auf zwei vergleichbare Gasturbinenanlagen, wovon die eine einen gemäß der Erfindung
zwischengekühlten Kompressor aufwies und die andere einen normalgekühlten Kompressor,
haben gezeigt, daß die spezifische Leistung der erstgenannten Anlage bei Vollast
nur um i i % kleiner ist als die entsprechende Leistung der anderen Anlage, wobei
dies für die erste Anlage bei vollständiger Stabilität bis hinunter auf 30% der
Vollast gilt, gegenüber nur bis 70% Vollast bei der zweiten Anlage.
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An Hand der Zeichnung soll der Erfindungsgegenstand näher erläutert
werden, und zwar in Anwendung auf ein Beispiel eines Axialrotationsluftkompressors,
der zwei Stufen mit Mehrreihenschaufelung besitzt, die hintereinander auf einer
gemeinsamen Welle angeordnet sind, und der einen Teil einer Turbinenkraftanlage
bildet.
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Die Fig.2 bis 9 zeigen schematisch die vergleichbaren Wirkungen der
Änderung des Grades der Zwischenkühlung und die Charakteristik der Anlagen, und
Fig. io und i i zeigen Ausführungsbeispiele der Einrichtung zur Durchführung des
erfindungsgemäßen Verfahrens.
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Fig. 2,3 und q. zeigen graphische Vergleichswerte der Dichteverhältnisse
B der komprimierten zur unkomprimiert.en Luft (Ordinaten) in verschiedenen axialen
Abständen L (Abszissen) von jedem der drei Kompressoren, die sich bezüglich ihrer.
Zwischenkühlung voneinander unterscheiden; der Nullpunkt entspricht in jeder Figur
dem Kompre,ssoreintritt, wo das Dichteverhältnis i ist.
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Fig. 5, 6, und 7 zeigen die Vergleichswerte der Axialgeschwindigkeit
G der Luft (Ordinaten), in den entsprechenden axialen Abständen L (Abszissen), von
jedem der drei Kompressoren.
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Fig.8 und 9 zeigen graphisch die Vergleichswerte der entsprechenden
Charakteristiken der Niederdruck- und der Hochdruckstufe der Kompressoren und das
jeweilige Druckverhältnis der Stufe R (Ordinaten), aufgetragen über der Strömungsmenge
M (Abszissen).
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In Fig.2 ist die Wirkung des Betriebes eines ungekühlten Kompressors
bei Teillast und einer Rotordrehzahl unter der Nenndrehzahl dargestellt, wobei das
Dichteverhältnis der Luft im Kompressor bei Vollastverhältnissen und bei einer beliebigen
Teillast durch die vollausgezogene Linie F bzw. die gestrichelte Linie P dargestellt
ist. Da bei Teillast die Druckverhältnisse der komprimierten zur unkomprimierten
Luft von ihrem Wert bei Vollast beim Durchströmen des Kompressors progressiv abnehmen,
werden die Dichteverhältnisse in gleicher Weise progressiv herabgesetzt, und demzufolge
ändert sich die Axialgeschwindigkeit der Luft im Kompressor bei einer Lastverminderung.
Eine Herabsetzung der Axialgeschwindigkeit der Luft bei Teillast ist nicht immer
unerwünscht, da bei reduzierter Geschwindigkeit der Rotorschaufelung die Axialgeschwindigkeit
der Luft proportional abnehmen sollte, um die vollkommene aerodynamische Strömung
durch die Rotorschaufelung beibehalten zu können. Die wirklich eintretenden Änderungen
führen aber nicht zu diesem Resultat, sie sind deshalb unerwünscht und können den
Pumpeneffekt verursachen. Dieser Effekt ist in Fig. 5 dargestellt, in welcher die
vollausgezogene Linie FG die Axialgeschwindigkeit der Luft bei Vollastbedingungen
darstellt, während die strichpunktierte Linie D die Axialgeschwindigkeit der Luft
bei irgendeiner Belastung zeigt, um in Übereinstimmung mit der reduzierten Drehzahl
der Rotorschaufelung eine gute aerodynamische Strömung aufrechtzuerhalten, während
die gestrichelte Linie PG die wirkliche Axialgeschwindigkeit der Luft bei Teillast
darstellt. Wie aus der Zeichnung ersichtlich, ist der Geschwindigkeitsgradient durch
den Kompressor bei Teillast größer, als dies erwünscht wäre.
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Bei einem gleichen Kompressor mit normaler Zwischenkühlung, bis hinunter
auf eine annähernd bei allen Belastungen konstante Temperatur, sind die Wirkungen
einer solchen Kühlung auf die Luftdichteverhältnisse und die Axialgeschwindigkeiten
in den Fig. 3 bzw. 6 dargestellt, wobei die Kurven, welche für Vollast und Teillast
die Dichteverhältnisse bzw. die Axialgeschwindigkeiten angeben, entsprechend den
bezüglichen Kurven der Fig. 2 und 5 dargestellt sind. In diesem Fall steigt das
Dichteverhältnis rasch an, wenn Luft durch den Kühler strömt; aber es ist zu bemerken,
daß die durch den Kühler bei Teillast bewirkte Änderung des Dichteverhältnisses
kleiner ist als bei Vollast, und zwar infolge der kleineren Temperaturerniedrigung,
die bei normaler Zwischenkühlung, wie vorangehend erwähnt, bei Teillast auftritt.
Bezüglich Fig.6 sei vorausgesetzt, daß der Kompressor derart ausgebildet ist, daß
die Axialgeschwindigkeit bei Vollast am Auslaß der Niederdruckstufe die gleiche
ist wie am Einlaß der Hochdruckstufe, weshalb die Vollastgeschwindigkeitskurve FG
stetig ist, und außerdem ist die für eine vollkommene aerodynamische Strömung notwendige
Geschwindigkeitskurve D bei Teillast ebenfalls eine stetige Kurve. Die Wirkung der
normalen Zwischenkühlung der Luft bei Teillast bewirkt infolge der auftretenden
geringeren Änderung des Luftdichteverhältnisses bei Teillast eine Beschleunigung
der Luft zwischen den Kompressorstufen mit dem Ergebnis, daß die Kurve PG der wirklichen
Axialgeschwindigkeit der Luft von der gewünschten Kurve D abweicht, und zwar um
einen größeren Betrag, als dies beim nichtgekühlten Kompressor der Fall ist. Die
Betriebskurvencharakteristiken, von der allgemeinen in Fig. i dargestellten
Form,
den drei in Betracht gezogenen Kompressoren entsprechend, wenn dieseTeile einer
Gasturbinenanlage bilden, werden für die Niederdruck- bzw. Hochdruckstufen in den
Fig. 8 und 9 miteinander verglichen. Die Kurve U in Fig. 8 stellt die Betriebskurve
des ungekühlten Kompressors bezüglich der Pumpeneffektkurve S dar und die Kurve
1,' diejenige des normal gekühlten Kompressors. Die Kurve V1 zeigt die Betriebslinie
eines Kompressors, der veränderliche Zwischenkühlung gemäß der Erfindung besitzt.
Die Kurven V2 und h3 zeigen weitere Betriebskurven, die durch verschiedene Wahl
des Maßes der Änderung zwischen Belastung - und Zwischenkühlung, abweichend von
dem entsprechend der Kurve I% 1 gewählten, erreichbar sind. Die Kurve T zeigt, wie
die Betriebskurven h1, h2, 17, weitergeführt werden können, und zwar
nach Erreichen der untersten noch zulässigen Temperatur, bis auf welche die Zwischenkühlung
bei minimaler Belastung des Kompressors bewirkt werden kann, d. h. im Normalfall
ist dies die Linie der Atmosphärentemperatur.
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Die Charakteristik der Hochdruckstufe ist annähernd gleich für alle
drei Kompressoren und ist in Fig. 9 als eine einzige Kurve dargestellt, wobei der
Punkt H der Nennleitung des Kompressors entspricht.
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Die vorangehend erwähnten Berechnungen wurden für einen einwelligen,
zweistufigen Axialrotationskompressor durchgeführt, wobei die Endtemperatur der
den Kühler verlassenden Luft bei Vollast mit 35o° K angenommen wurde, und zwar mit
einer Änderung bis auf 293° K bei 30°/o Vollast.
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Bei der praktischen Ausführung der Erfindung wird vorgeschlagen, den
Wirkungsgrad des Kühlers mittels einer Steuerung solcher Anordnung zu ändern, daß
die Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels durch den Kühler von der Belastung
des Kompressors abhängt. Die Steuerung sollte auf Änderungen von Variabeln ansprechen
können, die mit der Kompressorbelastung in Verbindung stehen, z. B. der Drehzahl,
der Strömungsmenge oder dem Förderdruck des Kompressors zum Kühler.
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Es sind verschiedene Konstruktionen zur Bewirkung einer solchen Steuerung
möglich. Ein Ausführungsbeispiel ist schematisch in Fig. io dargestellt. Der Kompressor
weist eine Niederdruckstufe i und eine Hochdruckstufe 2 auf, die auf der gleichen
Welle 3 sitzen, und ferner einen Zwischenkühler 4. Ein Fliehkraftregler 5 wird über
Kegelräder 6 durch die Welle 3 getrieben und dient zur Betätigung eines Hebels 7,
der seinerseits mit einem Ventil 8 verbunden ist, das zur Steuerung des Kühlmittelstromes
durch den Kühler 4 dient. Natürlich kann jede andere Art eines Drehzahlreglers benutzt
werden, und zwar auch in Verbindung mit entsprechenden elektrischen, hydraulischen
oder mechanischen Servomechanismen zur Steuerung des Ventils B. Ein anderes Beispiel
einer Steuerung ist schematisch in Fig. i i dargestellt, wobei die Kompressorstufen,
der Zwischenkühler und das Ventil zur Steuerung des Kühlmittelstromes wie beim Beispiel
gemäß Fig. io ausgebildet sind. Dagegen ist das Ventil 8 in diesem Beispiel durch
eine auf Druck ansprechende Dose g hetätigbar, die durch eine Leitung io mit dem
Auslaß der Niederdruckstufe i des Kompressors verbunden ist. In jedem der beschriebenen
Beispiele kann die Steuerung des Kühlmittelstromes mittels einer Pumpe bewirkt werden,
die das Kühlmittel an Stelle eines Ventils in die Kühlleitung fördert. Ebenso kann
im beschriebenen Beispiel, bei welchem die Kompressorstufen auf einer gemeinsamen
Welle sitzen, die erfindungsgemäße Anordnung verschiedene Vorteile aufweisen, und
sie ist gleichfalls bei Verbundmaschinen anwendbar, bei denen die aufeinanderfolgenden
Stufen auf getrennten Wellen angeordnet sind; wobei Mittel vorgesehen sein können,
um die einzelnen Wellendrehzahlen zu ändern, um so eine gewünschte Charakteristik
zu erhalten und den Pumpeneffekt zu vermeiden.