EP0440902B1 - Getriebe-Turboverdichter - Google Patents

Description

• Die Erfindung betrifft einen mehrstufigen, über ein Getriebe angetriebenen Turboverdichter, einen sogenannten Getriebe-Turboverdichter mit den Merkmalen des Oberbegriffes des Patentanspruches 1.
• Bei einem bekannten zweistufigen Getriebe-Turboverdichter (FR-A-885 488) sind die Laufräder der beiden Verdichterstufen auf den Enden einer Welle angeordnet. Die Welle wird von einem Antriebszahnrad über ein als Doppelzahnrad ausgebildetes Zwischenzahnrad angetrieben. Ein anderer bekannter Turboverdichter (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 Austrittsdruck P_A und Eintrittsdruck P_E von über ${\text{P}}_{\text{A}}{\text{/ P}}_{\text{E}}\text{= 60}$

  

  sind zur Erzielung hoher Wirkungsgrade sieben Verdichterstufen und bei Druckverhältnissen P_A / P_E 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 ${\text{P}}_{\text{A}}{\text{/ P}}_{\text{E}}\text{= 40}$

  

  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 ${\text{P}}_{\text{A}}{\text{/ P}}_{\text{E}}\text{= 34}$

  

  

  erzielen. Hochbelastete Stufen mit einem durchschnittlichen Druckverhältnis von 2,0 pro Stufe würden ein Gesamtdruckverhältnis von ${\text{P}}_{\text{A}}{\text{/ P}}_{\text{E}}\text{= 64}$

  

  

  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 ${\text{P}}_{\text{A}}{\text{/ P}}_{\text{E}}\text{= 64}$

  

  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 einem integrierten Getriebe, das ein zentrales Antriebszahnrad (2) und ein als Doppelzahnrad mit einem ersten Zahnrad (51) und einem zweiten Zahnrad (52) ausgebildetes Zwischenzahnrad (5) aufweist, dessen erstes Zahnrad (51) mit dem zentralen Antriebszahnrad (2) in Eingriff steht, wobei die Laufräder der Verdichterstufen auf den Enden von Ritzelwellen (3, 4, 6, 7, 8) angeordnet sind und die Ritzelwellen mit dem zweiten Zahnrad (52) des Zwischenzahnrades (5) in Eingriff stehen, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Zahnrad (51) des Zwischenzahnrades (5) einen größeren Zahnmodul als das zweite Zahnrad (52) aufweist und daß die ersten Ritzelwellen (3, 4) direkt durch das zentrale Antriebszahnrad (2) und nur die weiteren Ritzelwellen (6, 7, 8) durch das zweiten Zahnrad (52) des Zwischenzahnrades (5) angetrieben sind.
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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