EP0440902A1 - Getriebe-Turboverdichter - Google Patents

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EP0440902A1
EP0440902A1 EP90122707A EP90122707A EP0440902A1 EP 0440902 A1 EP0440902 A1 EP 0440902A1 EP 90122707 A EP90122707 A EP 90122707A EP 90122707 A EP90122707 A EP 90122707A EP 0440902 A1 EP0440902 A1 EP 0440902A1
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stage
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stages
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Deutsche Babcock Borsig AG
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    • F04D25/00—Pumping installations or systems
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
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    • F04D25/16—Combinations of two or more pumps ; Producing two or more separate gas flows
    • F04D25/163—Combinations of two or more pumps ; Producing two or more separate gas flows driven by a common gearing arrangement
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    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
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    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19949—Teeth
    • Y10T74/19963—Spur
    • Y10T74/19972—Spur form

Definitions

  • the invention relates to a multi-stage turbo compressor driven by a gear, a so-called gear turbo compressor with the features of the preamble of claim 1.
  • a known turbo compressor of the generic type (Dubbel Taschenbuch für Maschinenbau 14th edition, 1981, pages 920 - 921) has four compressor stages, the impellers of which are arranged in pairs on two pinion shafts and are driven by a central drive gear of a single-stage gear.
  • the volume flow changes considerably from level to level. To maintain optimal conditions, corresponding speed increases are required after every two stages. The speeds of the drive shaft and the pinion shaft of the last stage to be realized for an optimal compressor are so different that the necessary ratio of greater than 1:24 can no longer be installed in a conventional transmission.
  • a single-stage gearbox is equipped with up to three pinion shafts. Each pinion shaft drives two directly attached impellers that form two compressor stages.
  • Such a compressor would be difficult to regulate and the overall efficiency would be very unfavorable due to the high Mach numbers.
  • Pressure ratios higher than 60 can only be achieved by adding a seventh or eighth compressor stage if the essential properties such as controllability and high overall efficiency are to be retained.
  • the highest levels of efficiency have so far failed due to the fact that the greatest feasible transmission ratio in the known transmissions for turbocompressors is approximately 1:20.
  • the first stages therefore have the highest energy density with only moderate efficiencies due to the inevitably high Mach numbers.
  • the invention has for its object to build a transmission turbocompressor for high pressure ratios with good efficiencies and sufficient controllability.
  • the intermediate gear designed as a double gear with different gear modules, creates a gearbox for turbo compressors which, in addition to moderate speeds for the low compressor stages, also realizes very high speeds for the higher compressor stages without the number of teeth of the central drive gear being assigned to the number of teeth assigned to the higher compressor stages Pinion depends.
  • the low speeds with high tooth forces require wide teeth and a large tooth module, the high speeds with correspondingly small tooth forces require narrower wheels with a fine tooth module.
  • the intermediate gearwheel with the different tooth modules also allows the combination of two independent gearboxes for turbocompressors in one housing and allows the installation of gear ratios up to 40. This makes it possible to achieve optimal efficiency even with geared turbo compressors for high pressure ratios.
  • the overall efficiency improvement is more than 5%, which means considerable savings in energy costs.
  • the drawing shows a gearbox for a multi-stage turbocompressor.
  • the transmission shown serves to drive a multi-stage turbocompressor and contains a central drive gear 2 connected to a drive shaft 1.
  • the drive gear 2 meshes with two pinions, each of which is arranged on a pinion shaft 3, 4.
  • the impeller of a first stage and the impeller of a second stage of the turbocompressor are arranged on the ends of the pinion shaft 3.
  • the pinion shaft 4 carries at the ends the impeller of a third and a fourth stage, which cannot be seen in the drawing. All impellers run in a spiral housing.
  • the drive gear 2 is followed by an intermediate gear 5, which is designed as a double gear and consists of a first gear 51 and a second gear 52, which are connected to one another and arranged on a common shaft.
  • the first gear 51 meshes with the drive gear 2, while the second gear 52 engages with pinions of further pinion shafts 6, 7, 8.
  • the pinion shafts 6, 7, 8 each have an impeller on both shaft ends, which rotates in a spiral housing.
  • the pinion shaft 6 is assigned the fifth and sixth compressor stages, the pinion shaft 7 the seventh and eighth compressor stages and the pinion shaft 8 the ninth and tenth compressor stages.
  • the second gear 52 of the intermediate gear 5 has a larger diameter than the first gear 51, which is in engagement with the drive gear 2, so that the pressure combs of the pinion shafts 6, 7, 8 can overlap via the second gear 52. Furthermore, the first gear 51 has a smaller number of teeth and a larger tooth module in comparison to the second gear 52.
  • the interposition of the intermediate gear 5 described makes it possible, owing to the diversity of the tooth modules, to make the first four stages completely independent of the subsequent stages in terms of transmission technology.
  • the pinion shaft 7 has a speed of 34730 1 / min.
  • the total moment of inertia remains acceptable due to the moderate diameter and allows the drive motor upstream of the gearbox to start the drive shaft without problems.

Abstract

Ein mehrstufiger Getriebe-Turboverdichter ist mit einem zweistufigen Getriebe mit einem Zwischenzahnrad (5) versehen, das ein erstes und ein zweites Zahnrad (51, 52) aufweist, die eine Einheit bilden. Das erste Zahnrad (51) weist einen größeren Zahnmodul als das zweite Zahnrad (52) auf und steht ausschließlich mit dem zentralen, die Ritzelwellen (3, 4) den ersten Verdichterstufen antreibenden Antriebszahnrad (2) in Eingriff. Das zweite Zahnrad (52) steht nur mit den Ritzelwellen (6, 7, 8) der weiteren Verdichterstufen in Eingriff. <IMAGE>

Description

  • Die Erfindung betrifft einen mehrstufigen, über ein Getriebe angetriebenen Turboverdichter, einen sogenannten Getriebe-Turboverdichter mit den Merkmalen des Oberbegriffes des Patentanspruches 1.
  • Ein bekannter Turboverdichter der gattungsgemäßen Art (Dubbel Taschenbuch für den Maschinenbau 14. Auflage, 1981, Seiten 920 - 921) weist vier Verdichterstufen auf, deren Laufräder paarweise auf zwei Ritzelwellen angeordnet und über ein zentrales Antriebszahnrad eines einstufigen Getriebes angetrieben sind.
  • Der erreichbare Wirkungsgrad einer Verdichterstufe eines Turboverdichters hängt von Eintrittsvolumenstrom, Drehzahl und Förderhöhe ab. Bei Druckverhältnissen zwischen Ausgangsdruck PA und Enddruck PE von über PA / PE = 60 sind zur Erzielung hoher Wirkungsgrade sieben Verdichterstufen und bei Druckverhältnissen PA / PE von größer als 80 mindestens acht Verdichterstufen erforderlich. Der Volumenstrom ändert sich von Stufe zu Stufe erheblich. Zur Erhaltung optimaler Verhältnisse sind entsprechende Drehzahlerhöhungen nach jeweils zwei Stufen erforderlich. Die für einen optimalen Verdichter zu realisierenden Drehzahlen der Antriebswelle und der Ritzelwelle der letzten Stufe sind so verschieden, daß die notwendige Übersetzung von größer als 1 : 24 nicht mehr in ein übliches Getriebe eingebaut werden kann.
  • Fünfstufige und sechsstufige Getriebe-Turboverdichter sind bisher für maximale Druckverhältnisse bis PA / PE = 40 ausgelegt worden. Hierbei ist ein einstufiges Getriebe mit bis zu drei Ritzelwellen ausgerüstet. Jede Ritzelwelle treibt zwei direkt aufgesetzte Laufräder an, die zwei Verdichterstufen bilden. Bei einem sechsstufigen Verdichter und einem durchschnittlichen Druckverhältnis von 1,8 pro Stufe läßt sich ein Druckverhältnis von PA / PE = 34 erzielen. Hochbelastete Stufen mit einem durchschnittlichen Druckverhältnis von 2,0 pro Stufe würden ein Gesamtdruckverhältnis von PA / PE = 64 ergeben. Ein solcher Verdichter wäre nur wenig regelbar, und der Gesamtwirkungsgrad wäre wegen hoher Machzahlen sehr ungünstig.
  • Höhere Druckverhältnisse als 60 können nur durch Hinzufügen einer siebten oder achten Verdichterstufe erreicht werden, wenn die unverzichtbaren Eigenschaften wie Regelfähigkeit und hoher Gesamtwirkungsgrad erhalten bleiben sollen. Höchste Wirkungsgrade scheiterten bisher jedoch daran, daß die größte realisierbare Übersetzung in den bekannten Getrieben für Turboverdichter etwa 1 : 20 ist. Für hohe Leistungen und Antriebe mit Elektromotoren mit vier Polen bedeutet dies eine maximale Drehzahl der letzten Ritzelwelle von 30 000 1/min. Legt man diese Höchstdrehzahl zugrunde, so sind für alle Turboverdichter mit Volumenströmen unter 60 000 m³ /h und Druckverhältnissen über 60 keine gleichmäßig optimalen Wirkungsgrade mehr möglich, da die Stufenförderhöhen für die ersten Stufen erheblich höher sein müßten als für die letzten. Die ersten Stufen haben somit die höchste Energiedichte mit nur mäßigen Wirkungsgraden wegen unvermeidbar hoher Machzahlen. Ein siebenstufiger Turboverdichter mit einem Volumenstrom von 55 000 m³ /h und einem Druckverhältnis von PA / PE = 64 z. B. würde in der siebten Stufe eine Drehzahl von 35 000 1/min erfordern. Nur 28 000 1/min können mit herkömmlichen Getrieben für Turboverdichter realisiert werden. Deshalb ist der Gesamtwirkungsgrad nicht optimal. Es besteht zwar die Möglichkeit, die vierte Ritzelwelle mit einer achten Verdichterstufe zu besetzen. Aber auch dann bleibt die grundsätzliche Problematik der Drehzahlbegrenzung mit den geschilderten Konsequenzen bestehen.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Getriebe-Turboverdichter für hohe Druckverhältnisse bei guten Wirkungsgraden und ausreichender Regelfähigkeit zu bauen.
  • Diese Aufgabe wird bei einem gattungsgemäßen Turboverdichter erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruches 1 gelöst.
  • Durch das als Doppelzahnrad mit unterschiedlichen Zahnmodulen ausgebildete Zwischenzahnrad wird ein Getriebe für Turboverdichter geschaffen, welches neben mäßigen Drehzahlen für die niedrigen Verdichterstufen gleichzeitig sehr hohe Drehzahlen für die höheren Verdichterstufen realisiert, ohne daß dabei die Zähnezahl des zentralen Antriebszahnrades von der Zähnezahl der den höheren Verdichterstufen zugeordneten Ritzeln abhängt. Dabei erfordern die niedrigen Drehzahlen mit hohen Zahnkräften eine breite Verzahnung und einen großen Zahnmodul, die hohen Drehzahlen mit entsprechend kleinen Zahnkräften schmälere Räder mit feinem Zahnmodul. Das die unterschiedlichen Zahnmodule aufweisende Zwischenzahnrad erlaubt zudem die Kombination zweier unabhängiger Getriebe für Turboverdichter in einem Gehäuse und gestattet den Einbau von Übersetzungen bis zu 40. Damit ist es möglich, optimale Wirkungsgrade auch bei Getriebe-Turboverdichter für hohe Druckverhältnisse zu realisieren. Die Gesamtwirkungsgradverbesserung liegt bei mehr als 5 %, was beträchtliche Einsparungen an Energiekosten bedeutet.
  • Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und wird im folgenden näher erläutert. Die Zeichnung stellt ein Getriebe für einen mehrstufigen Turboverdichter dar.
  • Das dargestellte Getriebe dient zum Antrieb eines mehrstufigen Turboverdichters und enthält ein mit einer Antriebswelle 1 verbundenes zentrales Antriebszahnrad 2. Das Antriebszahnrad 2 kämmt mit zwei Ritzeln, die jeweils auf einer Ritzelwelle 3, 4 angeordnet sind. Auf den Enden der Ritzelwelle 3 ist das Laufrad einer ersten Stufe und das Laufrad einer zweiten Stufe des Turboverdichters angeordnet. Die Ritzelwelle 4 trägt an den Enden das Laufrad einer dritten und einer in der Zeichnung nicht zu erkennenden vierten Stufe. Alle Laufräder laufen in einem Spiralgehäuse um.
  • Dem Antriebszahnrad 2 ist ein Zwischenzahnrad 5 nachgeschaltet, das als Doppelzahnrad ausgebildet ist und aus einem ersten Zahnrad 51 und einem zweiten Zahnrad 52 besteht, die miteinander verbunden und auf einer gemeinsamen Welle angeordnet sind. Das erste Zahnrad 51 kämmt mit dem Antriebszahnrad 2, während das zweite Zahnrad 52 mit Ritzeln weiterer Ritzelwellen 6, 7, 8 in Eingriff steht. Die Ritzelwellen 6, 7, 8 tragen an beiden Wellenenden je ein Laufrad, das in einem Spiralgehäuse umläuft. Dabei ist der Ritzelwelle 6 die fünfte und sechste Verdichterstufe, der Ritzelwelle 7 die siebte und achte Verdichterstufe und der Ritzelwelle 8 die neunte und zehnte Verdichterstufe zugeordnet.
  • Das zweite Zahnrad 52 des Zwischenzahnrades 5 hat einen größeren Durchmesser als das erste, mit dem Antriebszahnrad 2 in Eingriff stehende Zahnrad 51, so daß die Druckkämme der Ritzelwellen 6, 7, 8 über das zweite Zahnrad 52 übergreifen können. Weiterhin weist das erste Zahnrad 51 im Vergleich zu dem zweiten Zahnrad 52 eine geringere Zähnezahl und einen größeren Zahnmodul auf.
  • Das Zwischenschalten des beschriebenen Zwischenzahnrades 5 ermöglicht es durch die Verschiedenheit der Zahnmodule, die ersten vier Stufen getriebetechnisch völlig unabhängig von den Folgestufen zu machen. Die notwendige Übersetzung der Ritzelwelle 4 liegt bei etwa 10,5. Wählt man für das Ritzel der Ritzelwelle 4 die Zähnezahl mit Z2 = 25, so würde das Antriebszahnrad 2 ZO = 263 Zähne haben, woraus sich mit einem Zahnmodul von 6 ein Durchmesser von DO = 1575 mm und eine Zahneingriffsgeschwindigkeit von 122 m/s ergeben. Es wird, wie bei den bekannten Getrieben für Turboverdichter üblich, der Durchmesser der Gehäusespirale der ersten und zweiten Verdichterstufe den Achsabstand der Ritzelwellen 3 und 4 bestimmen, welcher in diesem Beispiel bei 1800 m liegen wird, bei einem Durchmesser des Antriebszahnrades 2 von 1596 mm und einer Zähnezahl von ZO = 266.
  • Das erste Zahnrad 51 des Zwischenzahnrades 5, welches mit dem Antriebszahnrad 2 in Eingriff ist, hat etwa Z51 = 132 Zähne und einen Durchmesser von 790 mm bei einer Drehzahl von 3000 1/min. Bei einem achtstufigen Verdichter hat die Ritzelwelle 7 eine Drehzahl von 34730 1/min. Legt man eine Zähnezahl von Z4 = 21 zugrunde, so würde das zweite Zahnrad 52 Z52 = 243 Zähne haben. Mit einem Zahnmodul von 4 ergibt sich ein Durchmesser von 972 mm und eine Zahneingriffsgeschwindigkeit von 150 m/s. Das Gesamtträgheitsmoment bleibt wegen der mäßigen Durchmesser annehmbar und gestattet dem dem Getriebe vorgeschalteten Antriebsmotor den problemlosen Start der Antriebswelle.

Claims (2)

  1. Mehrstufiger Turboverdichter mit integriertem, ein zentrales Antriebszahnrad (2) aufweisendem Getriebe, bei dem die Laufräder der Verdichterstufen auf den Enden von Ritzelwellen (3, 4, 6, 7, 8) angeordnet sind, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe zweistufig ist und ein Zwischenzahnrad (5) enthält, das als Doppelzahnrad ausgebildet ist und aus einem ersten Zahnrad (51) und einem zweiten Zahnrad (52) besteht, daß das erste Zahnrad (51) ausschließlich mit dem zentralen Antriebszahnrad (2) in Eingriff steht, von diesem angetrieben ist und einen größeren Zahnmodul als das zweite Zahnrad (52) aufweist, daß das zweite Zahnrad (52) mit dem ersten Zahnrad (51) eine fest verbundene Einheit bildet und einen kleineren Zahnmodul als das Zahnrad (51) aufweist und daß die ersten Ritzelwellen (3, 4) direkt durch das zentrale Antriebszahnrad (2) angetrieben sind und die weiteren Ritzelwellen (6, 7, 8) nur mit dem zweiten Zahnrad (52) des Zwischenzahnrades (5) in Eingriff stehen und den gleichen Zahnmodul wie das zweite Zahnrad (52) aufweisen.
  2. Turboverdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Zahnrad (51) des Zwischenzahnrades (5) einen geringeren Durchmesser als das zweite Zahnrad (52) aufweist.
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