EP2452076B1 - Laufrad für eine turbomaschine - Google Patents

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EP2452076B1
EP2452076B1 EP10708100.2A EP10708100A EP2452076B1 EP 2452076 B1 EP2452076 B1 EP 2452076B1 EP 10708100 A EP10708100 A EP 10708100A EP 2452076 B1 EP2452076 B1 EP 2452076B1
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EP
European Patent Office
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impeller
shrink
collar
circumferential groove
shrink collar
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EP10708100.2A
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Christoph Lange
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Everllence SE
Original Assignee
MAN Diesel and Turbo SE
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Publication date
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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
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/266—Rotors specially for elastic fluids mounting compressor rotors on shafts
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
    • F01D5/025—Fixing blade carrying members on shafts
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/284—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2230/00—Manufacture
    • F05D2230/40—Heat treatment
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/30—Retaining components in desired mutual position
    • F05D2260/37—Retaining components in desired mutual position by a press fit connection
    • 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
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
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    • Y10T29/00—Metal working
    • Y10T29/49—Method of mechanical manufacture
    • Y10T29/49316—Impeller making
    • Y10T29/4932—Turbomachine making
    • 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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    • Y10T403/00—Joints and connections
    • Y10T403/10—Selectively engageable hub to shaft connection

Definitions

  • the invention relates to an impeller for a turbomachine, in particular a radial turbomachine, with an impeller front side and an adjoining shrink collar for shrinking onto a rotor of the turbomachine, and a turbomachine with a rotor and an impeller shrunk thereon.
  • impellers convert energy from a fluid passing through them and mechanical energy from a rotor supporting the impellers.
  • one or more impellers for this purpose are traversed transversely to the axis of rotation of the rotor.
  • Wheels are often by shrink fit seats, i.e. an excess of the rotor outer diameter relative to a wheel inner diameter, axially fixed friction on the rotor.
  • shrink fit seats i.e. an excess of the rotor outer diameter relative to a wheel inner diameter, axially fixed friction on the rotor.
  • known wheels on one or both end faces on shrink collars ie. Axial extensions of the actual impeller disk, which have a smaller diameter.
  • the shrink collars can be additionally secured with Schrumpfbunduxen that pass through aligned holes of the collar and rotor.
  • Such wheels are, for example, from the documents GB 770 004 A . JP S63 26701 U and US 4 697 987 A disclosed.
  • the object of the present invention is to provide an improved turbomachine.
  • Claim 10 presents a turbomachine with such an impeller.
  • the subclaims relate to advantageous developments.
  • An impeller according to the invention is provided for attachment to a rotor of a turbomachine, in particular a radial turbomachine such as a radial compressor or compressor.
  • a shrink collar is provided on at least one impeller end, preferably the downstream back or wall of the rotor blades carrying the rotor blades, which in one preferred embodiment is integral with the impeller disk.
  • a radially outer circumferential groove is formed between the Laufradstimseite and the associated shrinkage collar.
  • a circumferential groove in particular a local reduction in cross section is referred to, as can be prepared for example by piercing the rotating shrink collar with a turning tool.
  • the circumferential groove can be optimized in terms of production, assembly, strength, thermodynamic and / or dynamic aspects.
  • a circumferential groove whose side walls are oriented substantially perpendicular to the axis of rotation of the impeller, particularly simple, for example, cutting, produced.
  • Rounded transitions or edges between groove side walls and groove bottom and / or the radially outer surface of the shrink collar reduce both the risk of injury during assembly and the notch effect with a corresponding impact on the strength, in particular the fatigue strength and susceptibility to vibration.
  • a corresponding dimensioning of groove width and / or depth influences the heat transfer between the impeller disc and shrink collar during operation and during shrinking and the rigidity of the connection of the 1 aufradility to the shrink collar and thus the vibration behavior and expansion of the impeller disc under centrifugal force and axial thrust of the working fluid.
  • the circumferential groove is graduated radially several times, ie in the direction of the axis of rotation of the impeller, it has regions of different outer diameter.
  • the circumferential groove it is also possible for the circumferential groove to have a lateral surface inclined towards the axis of rotation and / or a curved lateral surface.
  • Particularly favorable manufacturing, assembly, and strength engineering, thermodynamic and dynamic properties arise in radial Groove depths in a range between 0.1 times and 0.99 times, in particular 0.3 times and 0.7 times, preferably 0.5 times and 0.65 times, preferably about 0.55 times the radial height of the shrinkage collar. ie the maximum radial distance between inner and outer diameter of the shrinkage collar.
  • the circumferential groove is arranged substantially directly on the impeller front side or the impeller disk so as to achieve a larger contiguous axial seat of the remaining shrink collars.
  • Fig. 1 shows in meridian section a part of a rotor 1 of a radio compressor, on which an impeller 2 is fixed. This has an impeller disc 2.1 and an integral with this Schtumpfbund 2.3, which is disposed on the downstream, facing away from the blades rear 2.2 of the impeller disc 2.1.
  • the impeller 2 has a continuous, cylindrical central bore, the inner diameter nominal and tolerance dimensions are chosen to be smaller than the nominal and tolerance dimensions of the rotor outer diameter in this area that results in a sufficient shrink fit even at operating temperatures. which frictionally fixes the impeller 2 on the rotor 1 in the axial direction x.
  • several, for example, three to five Schrumpfbundstatte 4 in substantially uniformly distributed over the circumference through holes in the shrink collar 2.3 and thus aligned blind holes in the rotor 1 are introduced, thus ensuring the axial position of the impeller 2 on the rotor first
  • Dashed lines the outer contour of a conventional impeller is located, in which the rear wall of the impeller disc in a radius 2.4 'in the shrink band passes. If such an impeller with an operating speed ⁇ (see. Fig. 2 ), the centrifugal forces radially expand the impeller. The more centrifugal force due to their larger outer diameter impeller disk exerts a tilting or bending moment on the shrink collar, which in addition to the impressed centrifugal forces and the radial tensile forces exerted on the rigidly attached to him wheel disk on him, to a widening of the shrink collar and Accordingly, it leads to a reduction of the contact surface between the rotor and shrinkage collar or the normal stresses and the frictional engagement ensured by them.
  • a circumferential groove 3 is instead formed directly on the impeller back 2.2 by the impeller 2 after the prototyping, for example by forging or casting, has been machined by, for example, was stabbed with a Drehmeisel.
  • the circumferential groove 3 has corresponding side walls (left, right in Fig. 1 ), which are substantially perpendicular to the axis of rotation x of the impeller 2, and a rounded groove bottom (bottom in Fig. 1 ) on.
  • the transition of the groove 3 in the radially outer surface of the shrink collar 2.3 also has a radius (not shown) to advance notch effect and risk of injury.
  • Fig. 2 shows in exaggerated representation, the impeller according to the invention in operation, ie at a rotation ⁇ about the axis of rotation x.
  • the impeller disk 2.1 Due to the centrifugal forces, in particular, the impeller disk 2.1 widens with its larger outer diameter due to the blades, represented by the lifting in the left or front impeller region upwards.
  • the forces acting on the shrink collar 2.3 centrifugal forces and transmitted to him radial tensile forces from the impeller 2.1 also expand the shrink collar 2.3.
  • the groove width substantially 0.25 times the total axial length of the shrinkage collar from its right front side to the rear wall 2.2, and its groove depth (top-bottom in Fig.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)

Description

  • Die Erfindung betrifft ein Laufrad für eine Turbomaschine, insbesondere eine Radialturbomaschine, mit einer Laufradstimseite und einem daran anschließenden Schrumpfbund zum Aufschrumpfen auf einen Rotor der Turbomaschine, sowie eine Turbomaschine mit einem Rotor und einem darauf aufgeschrumpften Laufrad.
  • In Turbomaschinen setzten Laufräder Energie eines sie durchströmenden Fluids und mechanische Energie eines die Laufräder tragenden Rotors aneinander um. In Radialturbomaschinen werden ein oder mehrere Laufräder hierzu quer zur Drehachse des Rotors durchstromt.
  • Laufräder sind dabei häufig durch Schrumpfsitze, i.e. ein Übermaß des Rotoraußendurchmessers gegenüber einem Laufradinnendurchmesser, axial auf dem Rotor reibschlüssig festgelegt. Um dabei die Kontaktfläche des Schrumpfsitzes zu vergrößern, weisen bekannte Laufräder an einer oder beiden Stirnseiten Schrumpfbunde auf, i.e. axiale Fortsätze der eigentlichen Laufradscheibe, die einen geringeren Durchmesser aufweisen, Zur Absicherung der sicherheitsrelevanten axialen Festlegung der Laufräder können die Schrumpfbunde zusätzlich mit Schrumpfbundstiften, die fluchtende Bohrungen von Bund und Rotor durchgreifen, gesichert sein.
  • Solche Laufräder werden beispielsweise von den Dokumenten GB 770 004 A , JP S63 26701 U und US 4 697 987 A offenbart.
  • Auf die Laufräder wirken aufgrund der teilweise sehr hohen Drehzahlen, etwa in von Gas oder Dampf durchströmten Kompressoren, Verdichtern oder Turbinen, Fliehkräfte, die unter anderem zu einer Aufweitung des Laufradinnendurchmessers führen und so die durch den Schrumpfsitz aufgeprägten Normalspannungen und mit ihnen den axial festlegenden Relbschluss reduzieren. Schrumpfbundstifte können dabei nachteilig auf Biegung bzw. Scherung beansprucht und durch radiale Mikrobewegungen belastet werden. Beides kann zu einem verschlechterten Betrieb, zu Verschleiß oder sogar zum Versagen der Turbomaschine führen.
  • Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine verbesserte Turbomaschine zur Verfügung zu stellen.
  • Zur Lösung dieser Aufgabe ist ein Laufrad nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 gemäß dessen kennzeichnendem Merkmal weitergebildt. Anspruch 10 stellt eine Turbomaschine mit einem solchen Laufrad. Die Unteransprüche betreffen vorteilhafte Weiterbildungen.
  • Ein erfindungsgemäßes Laufrad ist zur Befestigung an einem Rotor einer Turbomaschine, insbesondere einer Radialturbomaschine wie einem Radialkompressor bzw. -verdichter, vorgesehen. Hierzu ist an wenigstens einer Laufradstirnseite, vorzugsweise der stromabwärtigen Rückseite bzw. -wand der die Laufschaufeln tragenden Laufradscheibe, ein Schrumpfbund vorgesehen, der in einer bevorzugten Ausführung einstückig mit der Laufradscheibe ausgebildet ist. Durch, insbesondere thermisches, Aufweiten des Innendurchmessers einer Zentralbohrung des Schrumpfbundes und/oder Komprimieren des zugeordneten Rotoraußendurchmessers wird der Schrumpfbund auf den Rotor aufgeschrumpft.
  • Zwischen der Laufradstimseite und dem mit ihr verbundenen Schrumpfbund ist eine radial außenliegende Umfangsnut ausgebildet. Als Umfangsnut wird insbesondere eine lokale Querschnittsverringerung bezeichnet, wie sie beispielsweise durch Einstechen des sich drehenden Schrumpfbundes mit einem Drehmeißel hergestellt werden kann.
  • Durch diese Materialschwächung wird eine teilweise Entkoppelung der Laufradscheibe, die aufgrund ihres in der Regel erheblich größeren Außendurchmesseres höheren Fliehkräften ausgesetzt ist, und dem Schrumpfbund, dessen Schrumpfsitz das Laufrad als Ganzes axial festlegt, erreicht. Weitet sich die Laufradscheibe unter Fliehkrafteinfluss, werden insbesondere entsprechende Biegemomente, die zu einer Aufweitung des Schrumpfbundes führen, in der insoweit gelenkähnlich wirkenden Umfangsnut nicht oder nur reduziert in den Schrumpfbund eingeleitet. Dies kann dazu führen, dass die axiale Kontaktlänge zwischen Schrumpfbund und Rotor sich im Betrieb vorteilhafterweise weniger reduziert, da der Schrumpfbund sich nur in einem kürzeren Abschnitt aufweiset. Das kann es insbesondere ermöglichen,
  • Schrumpfbundstifte in Bereichen des Schrumpfbundes anzuordnen, welche sich nicht oder weniger aufweiten als herkömmlich, ohne Nut in die Laufradscheibe übergehende Schrumpfbunde. Solche Schrumpfbundstifte werden dann vorteilhafterweise weniger belastet.
  • Überraschenderweise führt also eine vermeintliche Schwächung des Laufrades durch eine lokale Materialverringerung In Form einer radialen Einschnürung zwischen Laufradscheibe und Schrumpfbund zu einem verbesserten Schrumpfsitz des Schrumpfbundes im Betrieb. Diese Vorteile überwiegen die mit der insoweit elastischeren Anbindung der Laufradscheibe an den Schrumpfbund einhergehende größere radiale Aufweitung der Laufradscheibe insbesondere in einem Dichtungsbereich sowie die geringeren übertragbaren Leistungen.
  • Die Umfangsnut kann in fertigungs-, montage-, festigkeitstechnischer, thermodynamischer und/oder dynamischer Hinsicht optimiert sein. So ist beispielsweise eine Umfangsnut, deren Seitenwände im Wesentlichen senkrecht zur Drehachse des Laufrades orientiert sind, besonders einfach, beispielsweise spanabhebenden, herstellbar. Abgerundete Übergänge bzw. Kanten zwischen Nutseitenwände und Nutgrund und/oder der radial äußeren Mantelfläche des Schrumpfbundes verringern gleichermaßen die Verletzungsgefahr bei der Montage als auch die Kerbwirkung mit entsprechendem Einfluss auf die Festigkeit, insbesondere die Dauerfestigkeit und Anfälligkeit gegen Schwingungen. Eine entsprechende Bemaßung von Nutbreite und/oder -tiefe beeinflusst den Wärmeübergang zwischen Laufradscheibe und Schrumpfbund im Betrieb und beim Aufschrumpfen sowie die Steifigkeit der Anbindung der 1 aufradscheibe an den Schrumpfbund und damit das Schwingungsverhalten und die Aufweitung der Laufradscheibe unter Fliehkraft und Axialschub des Arbeisfluides.
  • Erfindungsgemäß ist die Umfangsnut radial mehrfach abgestuft, i.e. in Richtung der Drehachse des Laufrades weist sie bereichsweise unterschiedliche Außendurchmesser auf Zusätzlich ist es auch möglich, dass die Umfangsnut eine gegen die Drehachse geneigte Mantelfläche und/oder eine gekrümmte Mantelfläche aufweist. Besonders günstige fertigungs-, montage-, und festigkeitstechnische, thermodynamische und dynamische Eigenschaften ergeben sich bei radialen Nuttiefen in einem Bereich zwischen dem 0,1-fachen und dem 0,99-fachen, insbesondere dem 0,3-fachen und dem 0,7-fachen, bevorzugt dem 0,5-fachen und dem 0,65-fachen, vorzugsweise etwa dem 0,55-fachen der radialen Höhe des Schrumpfbundes. i.e. des maximalen radialen Abstandes zwischen Innen- und Außendurchmesser des Schrumpfbundes.
  • Bevorzugt ist die Umfangsnut im Wesentlichen unmittelbar an der Laufradstirnseite bzw. der Laufradscheibe angeordnet, um so einen größeren zusammenhängenden axialen Sitz des verbleibenden Schrumpfbundes zu erreichen.
  • Weitere Vorteile und Merkmale ergeben sich aus den Unteransprüchen und dem Ausführungsbeispiel. Hierzu zeigt, teilweise schematisiert,
    • Fig. 1:
    einen Teil eines Rotors mit einem aufgeschrumpften Laufrad nach einer Ausführung der vorliegenden Erfindung im Meridian- bzw. Längsschnitt bei Stillstand; und
    Fig. 2:
    das Laufrad nach Fig. 1 im Betrieb.
  • Fig. 1 zeigt im Meridianschnitt einen Teil eines Rotors 1 eines Radiakompressors, auf dem ein Laufrad 2 befestigt ist. Dieses weist eine Laufradscheibe 2.1 und einen integral mit dieser ausgebildeten Schtumpfbund 2.3 auf, der an der stromabwärtigen, von den Laufschaufeln abgewandten Rückseite 2.2 der Laufradscheibe 2.1 angeordnet ist.
  • Das Laufrad 2 weist eine durchgehende, zylindrische Zentralbohrung auf, deren Innendurchmesser-Nenn- und Toleranzmaße derart kleiner gewählt sind als die Nenn- und Toleranzmaße des Rotoraußendurchmessers in diesem Bereich, dass sich auch bei Betriebstemperaturen ein ausreichender Schrumpfsitz ergibt. der das Laufrad 2 in axialer Richtung x reibschlüssig auf dem Rotor 1 festlegt. Zusätzlich sind mehrere, beispielsweise drei bis fünf Schrumpfbundstifte 4 in im Wesentlichen gleichmäßig über dem Umfang verteilte Durchgangsbohrungen im Schrumpfbund 2.3 und damit fluchtenden Sackbohrungen im Rotor 1 eingeführt und sichern so die axiale Lage des Laufrades 2 auf dem Rotor 1.
  • Strichliert ist die Außenkontur eines herkömmlichen Laufrades eingezeichnet, bei dem die Rückwand der Laufradscheibe in einem Radius 2.4' in den Schrumpfbund übergeht. Wird ein solches Laufrad mit einer Betriebsdrehzahl Ω (vgl. Fig. 2) beaufschlagt, weiten die Fliehkräfte das Laufrad radial auf. Die aufgrund ihres größeren Außendurchmessers stärker fliehkraftbelastete Laufradscheibe übt dabei ein Kipp- bzw. Biegemoment auf den Schrumpfbund aus, was zusätzlich zu den ihm eingeprägten Fliehkräften und den radialen Zugkräften, die die steif an ihn gefesselte Laufradscheibe auf ihn ausübt, zu einer Aufweitung des Schrumpfbundes und dementsprechend zu einer Verringerung der Kontaktfläche zwischen Rotor und Schrumpfbund bzw. der Normalspannungen und der durch diese gewährleisteten Reibschluss führt.
  • Bei dem erfindungsgemäßen Laufrad ist stattdessen unmittelbar am Laufradrücken 2.2 anstelle des Radius 2.4' eine Umfangsnut 3 ausgebildet, indem das Laufrad 2 nach dem Urformen, zum Beispiel durch Schmieden oder Gießen, spanabhebende bearbeitet wurde, indem beispielsweise mit einem Drehmeisel eingestochen wurde. Die Umfangsnut 3 weist dementsprechend Seitenwände (links, rechts in Fig. 1), die im Wesentlichen senkrecht zur Drehachse x des Laufrades 2 sind, und einen gerundeten Nutgrund (unten in Fig. 1) auf. Der Übergang der Nut 3 in die radial äußere Mantelfläche des Schrumpfbundes 2.3 weist ebenfalls einen Radius auf (nicht dargestellt), um Kerbwirkung und Verletzungsgefahr zu vorringern.
  • Fig. 2 zeigt in übertriebener Darstellung das erfindungsgemäße Laufrad im Betrieb, i.e. bei einer Rotation Ω um die Drehachse x. Aufgrund der Fliehkräfte weitet sich insbesondere die Laufradscheibe 2.1 mit ihrem aufgrund der Laufschaufeln größeren Außendurchmesser, dargestellt durch das Abheben im linken bzw. vorderen Laufradbereich nach oben. Die auf den Schrumpfbund 2.3 wirkenden Fliehkräfte sowie auf ihn übertragene radiale Zugkräfte von der Laufradscheibe 2.1 weiten auch den Schrumpfbund 2.3. Da jedoch die Umfangsnut 3, deren Nutbreite (links-rechts in Fig. 1) im Wesentlichen das 0,25-fache der gesamten axialen Länge des Schrumpfbundes von seiner rechten Stirnseite bis zur Rückwand 2.2, und dessen Nuttiefe (oben-unten in Fig. 1) im Wesentlichen das 0,65-fache der radialen Höhe des Schrumpfbundes von seinem Innen- zu seinem Außendurchmesser beträgt, gelenkartig wirkt, übt die Laufradscheibe 2.1 nur ein geringes Kipp- bzw. Biegemoment auf den Schrumpfbund 2.3 aus, so dass sich dessen tragende Schrumpfsitzlänge weniger verringert als bei herkömmlichen Laufrädern.
  • Dementsprechend wird durch die Einschnürung 3 ein verbesserter Schrumpfsitz im Betrieb erreicht. Insbesondere werden die im hinteren Bereich angeordneten Schrumpfbundstifte 4 weniger beansprucht und so die Sicherheit erhöht. Eine gegenüber herkömmlichen Laufrädern größere radiale Aufweitung am vorderen Laufradbereich (links in Fig. 1) ist demgegenüber vernachlässigbar bzw. durch entsprechende Dimensionierung eines Dichtungsdurchmessers (nicht dargestellt) zu kompensieren.
    • Bezugszeichenliste
    • 1
    Rotor
    2
    Laufrad
    2.1
    Laufradscheibe
    2.2
    Laufradrücken (Laufradstirnseite)
    2.3
    Schrumpfbund
    2.4'
    Radius (Stand der Technik)
    3
    Umfangsnut
    4
    Schrumpfbundstift

Claims (10)

  1. Laufrad (2) für eine Turbomaschine, insbesondere eine Radialturbomaschine, mit einer Laufschaufeln tragenden Laufradscheibe (2.1) und einem an dessen Laufradstirnseite (2.2) anschließenden Schrumpfbund (2.3), mit einer tragenden Schrumpfbundsitzlänge, wobei der Schrumpfbund (2.3) zum Aufschrumpfen auf einen Rotor (1) der Turbomaschine geeignet ist, wobei zwischen Laufradstirnseite (2.2) der Laufradscheibe (2.1) und dem mit ihr verbundenen Schrumpfbund (2.3) eine radial außenliegende Umfangsnut (3) ausgebildet ist,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die Umfangsnut (3) radial mehrfach abgestuft ist.
  2. Laufrad nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Schrumpfbund (2.3) an einer stromabwärtigen Rückwand (2.2) des Laufrades (2) angeordnet ist.
  3. Laufrad nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Schrumpfbund einstückig mit der Laufradscheibe (2.1) des Laufrads ausgebildet ist.
  4. Laufrad nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Umfangsnut (3) unmittelbar an der Laufradstimseite (2.2) ausgebildet ist.
  5. Laufrad nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Nuttiefe in radialer Richtung wenigstens das 0,1-fache, insbesondere wenigstens das 0,3-fache und bevorzugt wenigstens das 0,5-fache der radialen Höhe des Schrumpfbundes beträgt; und/oder dass die Nuttiefe in radialer Richtung höchstens das 0,99-fache, insbesondere höchstens das 0,7-fache und bevorzugt höchstens das 0,65-fache der radialen Höhe des Schrumpfbundes beträgt.
  6. Laufrad nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch wenigstens eine Bohrung zur Aufnahme eines Schrumpfbundstiftes (4), die zwischen der Umfangsnut (3) und einer Stirnseite des Schrumpfbundes (2.3) angeordnet ist.
  7. Laufrad nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Umfangsnut (3) radial innen und/oder aurßen abgerundet ist.
  8. Laufrad nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Umfangsnut (3) durch Urformen, Umformen und/oder spanabhebende Bearbeitung, insbesondere Einstechen mit einem Drehmeisel, hergestellt ist.
  9. Laufrad nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Umfangsnut (3) eine gekrümmte und/oder gegen die Drehachse des Rotors (1) geneigte Mantelfläche aufweist.
  10. Turbomaschine, insbesondere Radialturbomaschine, mit einem Laufrad (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
EP10708100.2A 2009-07-04 2010-01-25 Laufrad für eine turbomaschine Not-in-force EP2452076B1 (de)

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EP2452076A1 EP2452076A1 (de) 2012-05-16
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US (1) US9316234B2 (de)
EP (1) EP2452076B1 (de)
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CN (1) CN102510953B (de)
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WO (1) WO2011003409A1 (de)

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