EP2552595A1 - Axialturbine für einen rotationszerstäuber - Google Patents

Axialturbine für einen rotationszerstäuber

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EP2552595A1
EP2552595A1 EP11708997A EP11708997A EP2552595A1 EP 2552595 A1 EP2552595 A1 EP 2552595A1 EP 11708997 A EP11708997 A EP 11708997A EP 11708997 A EP11708997 A EP 11708997A EP 2552595 A1 EP2552595 A1 EP 2552595A1
Authority
EP
European Patent Office
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turbine
drive
ring
shaft
rotor
Prior art date
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EP11708997A
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English (en)
French (fr)
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EP2552595B1 (de
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Michael Baumann
Marcus Frey
Frank Herre
Bernhard Seiz
Harry Krumma
Timo Beyl
Stephan Scholl
Jürg SCHIFFMANN
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Duerr Systems AG
Original Assignee
Duerr Systems AG
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Filing date
Publication date
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Publication of EP2552595A1 publication Critical patent/EP2552595A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP2552595B1 publication Critical patent/EP2552595B1/de
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Anticipated expiration legal-status Critical

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    • B05B3/02—Spraying or sprinkling apparatus with moving outlet elements or moving deflecting elements with rotating elements
    • B05B3/10—Spraying or sprinkling apparatus with moving outlet elements or moving deflecting elements with rotating elements discharging over substantially the whole periphery of the rotating member
    • B05B3/1035—Driving means; Parts thereof, e.g. turbine, shaft, bearings
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B05—SPRAYING OR ATOMISING IN GENERAL; APPLYING FLUENT MATERIALS TO SURFACES, IN GENERAL
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    • B05B5/025—Discharge apparatus, e.g. electrostatic spray guns
    • B05B5/04—Discharge apparatus, e.g. electrostatic spray guns characterised by having rotary outlet or deflecting elements, i.e. spraying being also effected by centrifugal forces
    • B05B5/0415—Driving means; Parts thereof, e.g. turbine, shaft, bearings
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    • B05B3/1042—Means for connecting, e.g. reversibly, the rotating spray member to its driving shaft
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B05B3/10—Spraying or sprinkling apparatus with moving outlet elements or moving deflecting elements with rotating elements discharging over substantially the whole periphery of the rotating member
    • B05B3/1092—Means for supplying shaping gas

Definitions

  • the invention relates to a turbine rotor for driving a rotary atomizing turbine and a drive turbine with such a turbine rotor and other components of a rotary ubens, such as a bearing unit, an intermediate sleeve, a deflection ring and a stator.
  • rotary atomizers are usually used as the application device, which have a bell cup as the application element, which is well known from the prior art.
  • the drive of the conventional rotary atomizers is usually carried out pneumatically by a drive turbine, which is blown with compressed air, wherein the drive turbine is designed as a radial turbine.
  • a turbine rotor according to the invention according to the main claim.
  • the invention also includes a complete drive turbine with such a turbine rotor according to the invention.
  • the invention also includes further components of a rotary atomizer adapted according to the invention, such as an intermediate sleeve, a bearing unit, a drive turbine wheel, a deflection ring and a stator ring.
  • the invention comprises the general technical teaching of using a rotary atomizer for driving a rotary atomizer, in which the drive fluid (for example compressed air) axially flows the turbine blades of the drive turbine wheel, i. parallel to the axis of rotation of the bell plate.
  • the drive fluid for example compressed air
  • the invention therefore comprises a turbine rotor with a rotatably mounted turbine shaft with a mounting option for a bell cup.
  • One way to mount the bell cup on the turbine shaft is that the bell cup is screwed onto the turbine shaft serving as the bell shaft, which is known from the prior art is well known.
  • Another possibility for mounting the bell cup on the bell shaft serving as the turbine shaft is that the bell cup is fixed by a clamping or latching connection to the turbine shaft, as described for example in DE 10 2009 034 645, so that the content of this patent application of This description of the assembly of the bell cup on the turbine shaft is fully attributable.
  • the invention is not limited to the above-mentioned examples with regard to the mounting of the bell cup on the turbine shaft, but basically also allows other types of installation.
  • the turbine rotor of the present invention includes at least one turbine impeller having a plurality of turbine blades, the turbine blades of the power turbine impeller being impelled by a drive fluid (e.g., compressed air) during operation to drive the turbine rotor.
  • a drive fluid e.g., compressed air
  • the drive turbine wheel is connected to the turbine shaft in a manner safe against rotation in order to be able to transmit torque from the drive turbine wheel to the turbine shaft.
  • the turbine shaft and the drive turbine wheel are made in one piece as a single component. In the context of the invention, however, it is alternatively also possible for the drive turbine wheel and the turbine shaft to be separate components which are connected to one another only in a manner secured against rotation.
  • the invention now provides that the drive turbine wheel for an axial flow of the turbine blades with the
  • Drive fluid is designed.
  • the drive turbine wheels are designed in the conventional radial turbine for a radial flow of the turbine blades.
  • This departure from the conventional principle of a radial turbine to the principle according to the invention of an axial turbine advantageously makes it possible to increase the maximum possible drive power since the axial turbine according to the invention can have a plurality of drive turbine wheels (stages) arranged one behind the other.
  • the turbine rotor therefore has a plurality of (eg 2, 3, 4 or 5) drive turbine wheels arranged axially one behind the other, the individual drive turbine wheels each having a plurality of turbine blades which are designed for axial flow with the drive fluid (eg compressed air) ,
  • the drive turbine wheels extend in the axial direction together over a certain drive length and are arranged in a turbine housing with a certain outer diameter, wherein the ratio between the outer diameter of the turbine housing on the one hand and the drive length on the other hand preferably greater than 0.4 0.6 and / or less than 0.78-1.
  • the invention is not limited to the above-mentioned exemplary values with regard to the dimensioning of the turbine housing and the drive turbine, but in principle also feasible with other dimensions.
  • the drive turbine wheels are preferably surrounded by stator rings with a specific maximum outer diameter, the ratio between the outer diameter of the stator rings on the one hand and the drive length on the other hand being preferably in the range of 0.4-0.5.
  • the invention is not based on the present invention. standing confined exemplary values, but in principle also feasible with other dimensions.
  • the individual turbine blades of the drive turbine wheel have a specific
  • Blade height in the radial direction wherein the blade height is measured in this sense between the radially inner blade shoulder on the one hand and the radially outer blade end.
  • the blade height is in this case preferably in the range of 0.5-50 mm, however, the invention is basically also feasible with other values of the blade height.
  • the individual drive turbine wheels may have a different blade height, wherein the blade height may increase in the flow direction and / or counter to the spray direction of the rotary atomizer.
  • the turbine blades of the drive turbine wheel are designed in such a way that the drive fluid (eg compressed air) flows through the turbine blades counter to the spray direction of the rotary atomizer.
  • the drive fluid is in this case first performed by the robot side of the drive turbine to the bell cup side of the drive turbine and then deflected by 180 °, so that the drive fluid then flows against the discharge direction through the axial turbine.
  • the drive fluid flows through the axial turbine in the direction of discharge of the rotary atomizer, in which case no deflection of the drive fluid is required.
  • the above-defined blade height of the individual turbine blades of the drive turbine wheel is preferably in a certain ratio to the diameter of the turbine shaft, wherein a ratio of 0.01-2.5 or
  • the individual turbine blades preferably have a constant blade root diameter, which is the distance between the blade lobes and the axis of rotation.
  • the blade base diameter is different in the adjacent drive turbine wheels.
  • the basic blade diameter can decrease from one drive wheel to the next drive wheel in the flow direction, so that the flow cross section in the flow direction then also increases, which is desirable in terms of flow.
  • a certain blending density of the power turbine wheel is provided, wherein the blasting density may be, for example, in the range of 20-60 turbine blades per power turbine wheel.
  • the blending density of the individual drive turbine wheels may be different, wherein the blending density of the drive turbine wheels may increase from one drive turbine wheel to the next drive turbine wheel in the flow direction.
  • the different drive turbine wheels of the axial turbine have the same blading density.
  • the drive turbine wheel is formed as a one-piece or multi-piece ring which is detachably mounted on the turbine shaft.
  • the drive turbine wheel designed as a ring can be clamped on the turbine shaft, in particular by a press fit or by thermal shrinking.
  • turbine blades of the drive turbine wheel can be produced by an additive manufacturing process, whereby such generative noise
  • the axial turbine according to the invention preferably also has a brake turbine wheel in order to be able to decelerate the rotary atomizer as quickly as possible, which is known per se from the prior art.
  • the brake turbine wheel according to the invention has a plurality of turbine blades which, during operation, can be flowed in by a brake fluid (for example compressed air) in order to decelerate the turbine rotor.
  • the individual turbine blades of the brake turbine wheel are preferably designed for radial flow with the brake fluid (e.g., pressurized air), as is the case with conventional brake turbine wheels.
  • the Bremsturbinenrad therefore be designed as a Pelton turbine wheel.
  • the Bremsturbinenrad can be arranged in this case in the axial direction between two bearing points of the turbine shaft. It however, alternatively, there is also the possibility that the Bremsturbinenrad is arranged in the axial direction outside of the two bearing points of the turbine shaft. It should also be mentioned that the brake turbine wheel preferably has a substantially larger diameter than the drive turbine wheel. This is desirable so that a sufficiently large braking torque can be generated. With regard to the blade profile of the individual turbine blades of the drive turbine wheel or of the brake turbine wheel, there are many possibilities within the scope of the invention. For example, the turbine blades may have a symmetric or semi-symmetrical profile, an S-beam profile, or a beam profile, to name just a few examples.
  • the turbine blades have a certain preferred geometry.
  • the individual turbine blades preferably have an entry angle in the range of 65-75 °, whereas in the prior art an entry angle of approximately 60 ° is usual.
  • the outlet angle of the turbine blades preferably corresponds to the entry angle with a tolerance range of ⁇ 10 ° or even ⁇ 5 °.
  • the outlet angle of the turbine blades is preferably in the range of 55 ° -75 °. This results in the preferred embodiment, the result that the sum of the inlet angle and the outlet angle is preferably in the range of 110 ° -145 °.
  • the turbine rotor according to the invention has a certain specific speed n s , which is calculated according to the following formula: ⁇ ⁇ V 0 ⁇ 5 with:
  • V volumetric flow at inlet [m 3 / s]
  • n s is preferably in the range of 0.1-0.3, whereas the specific speed in conventional axial turbines is usually in the range of 0.5-1.
  • the turbine shaft has a plurality of bearings to rotatably support the turbine shaft, wherein the bearings can be particularly hardened, for example.
  • the drive turbine wheel is in this case preferably in the axial direction between the two bearing points. This advantageously allows a large axial distance between the bearing points, which in turn advantageously leads to a greatly increased tilting rigidity. In the case of handling the rotary atomizer by means of a painting robot, this enables significantly higher robot acceleration values and thus also higher painting speeds for non-linear painting paths.
  • the bearing points of the turbine shaft in this case have a certain bearing length in the axial direction, while the turbine shaft has a certain shaft diameter.
  • the bearing length is preferably in a certain ratio to the shaft diameter, wherein this ratio is preferably in the range of 0.8-1.2, wherein a value of 1 has proven to be particularly advantageous.
  • the invention can in principle also be realized with other values.
  • the turbine shaft is preferably hollow, which is known per se from the prior art.
  • the shaft inner diameter of the hollow turbine shaft is so large that the turbine shaft a
  • Paint tube with at least two main needles and record at least two returns whereas conventional rotary atomizer usually have only a single main needle and a single main needle valve.
  • the rotary atomizer according to the invention with at least two main needle valves allows very little color change times and losses since it is possible to paint over one main needle valve while the next color is already pressed against the second main needle valve. In a color change then only the line area must be flushed downstream of the previously used main needle valve. For a simple application, however, one can also imagine a color tube with a smaller diameter, i. the existing space is not used.
  • the shaft inner diameter of the hollow turbine shaft is so large that the hollow turbine shaft can accommodate two mixing elements for two-component material (e.g., stock paint and hardener).
  • two-component material e.g., stock paint and hardener
  • the shaft inner diameter of the turbine shaft is therefore preferably in the range of 20-40 mm.
  • the turbine shaft in the axial direction is preferably shorter than 15 cm, 14 cm or 13 cm, wherein the bearing points preferably have an axial distance of more than 3 cm, 6 cm or 10 cm.
  • the invention thus claims protection for the above-described turbine rotor according to the invention as a single component.
  • the invention also claims protection for a complete drive turbine for a rotary atomizer with such a turbine rotor.
  • protection is also claimed for a rotary atomizer with an axial turbine according to the invention and for a painting robot with a rotary atomizer, which in contrast to the prior art contains an axial turbine.
  • the drive turbine according to the invention is preferably characterized by a certain specific mechanical drive power, wherein the specific drive power is preferably 0.6 Wmin / Nl, 0.7 Wmin / Nl, 0.8 Wmin / Nl or even 0.9 Wmin / nl.
  • the specific mechanical drive power in this sense is the ratio between the mechanical drive power of the drive turbine on the one hand and the volume flow of the input drive fluid (for example compressed air) on the other.
  • the drive turbine according to the invention can be characterized by a specific mechanical drive power, which is preferably in the range of 0.7 W / g-1.5 W / g.
  • the specific mechanical drive power in this sense is the ratio between the mechanical drive power of the drive turbine on the one hand and the mass of the drive turbine on the other.
  • the specific mechanical drive power is preferably in the range of 1.5 W / cm 3 -10 W / cm 3 , wherein the specific mechanical drive power in this sense, the ratio between the mechanical drive power on the one hand and the space of the drive turbine on the other hand.
  • the inventive use of an axial turbine allows thus advantageously a larger power density than conventional radial turbines.
  • the inventive principle of an axial turbine for driving a rotary atomizer allows a drive power of more than 1000 W or even more than 1400 W.
  • a thermal efficiency of more than 50%, 60% or even more than 70% can be realized, in particular at a speed of between 40000 rpm and 60,000 rpm and with a volume flow of the drive fluid (e.g.
  • the specific mechanical drive power can be greater than 0.1 W / mbar, 0.2 W / mbar, 0.3 W / mbar or even greater than 0.4 W / mbar, the specific Drive power in this sense is the ratio between the mechanical drive power on the one hand and the pressure difference between the inlet and outlet on the other.
  • the driving fluid for example, compressed air
  • the driving fluid flows through the axial turbine preferably counter to the spraying direction, but the driving fluid is supplied from the robot side.
  • Drive fluid makes a deflection of the drive fluid required, for which purpose preferably a deflection ring is provided.
  • the deflection of the drive fluid is only partially in the deflection ring.
  • the drive fluid preferably enters the deflection ring at right angles to the rotational axis of the rotary atomizer and then exits the deflection ring against the direction of discharge of the rotary atomizer in order to flow against the drive turbine wheel.
  • the deflection ring thus causes only a deflection by a deflection angle of about 90 °.
  • the remaining 90 ° of the total required deflection angle of 180 ° can then be realized outside the drive turbine.
  • the deflection realized the entire required deflection angle of 180 °.
  • the deflection ring also has a further function in that the deflection ring distributes the drive fluid uniformly over the entire annular flow cross section of the axial turbine, thereby achieving a uniform flow.
  • a stator is integrated, which may for example be integrally formed on the deflection ring.
  • the deflecting ring can also form a seal or contain a separate seal to seal an annular gap between the deflecting ring and the turbine shaft towards the bell cup.
  • the drive turbine according to the invention preferably has a turbine housing and at least one shaping air line for supplying a shaping air ring, wherein the shaping air line is preferably led at least partially through the turbine housing.
  • the drive turbine according to the invention preferably also has a bearing unit in which the turbine rotor is rotatably mounted.
  • a special feature of the drive turbine according to the invention in the preferred embodiment is that a color tube for supplying the coating agent to be applied by the hollow turbine protrudes nenwelle and is attached to the bearing unit, in particular by a screw.
  • the bearing unit can therefore be bolted directly to the paint tube to form a unit. This makes it possible, with appropriate tolerances and an end face introduced during assembly between the color tube and turbine shaft centering that concentricity and plan support are much better ensured, so that no relative movement between the bearing unit and the paint tube takes place.
  • the drive turbine according to the invention preferably comprises an intermediate sleeve which encloses a radial bearing, the deflection ring and / or parts of the turbine rotor.
  • the intermediate sleeve is preferably made of a mechanically strong material, such as aluminum, steel or an alloy, whereas the surrounding housing may consist of a mechanically less resilient material, such as plastic.
  • the intermediate sleeve preferably also has the task of feeding the deflecting ring already explained in detail above with the drive fluid, wherein part of the required deflection of the drive fluid can also take place within the intermediate sleeve.
  • the drive turbine according to the invention preferably has at least one stator ring with a plurality of guide vanes, wherein the stator ring surrounds the turbine shaft in an annular manner and is arranged in a stationary manner.
  • the drive turbine according to the invention preferably has a novel bearing flange to connect the drive turbine mechanically and fluidically with a rotary atomizer, in which the drive turbine is installed and in the mounted state is driven by the drive turbine.
  • the novel bearing flange according to the invention differs from conventional bearing flanges of known drive turbines in that the various connections are distributed over two connection levels, wherein the two connection levels are axially spaced from one another.
  • the first connection plane is preferably arranged proximally, ie on the robot or machine side.
  • the second connection plane is preferably arranged distally, ie on the side of the bellcup.
  • the first connection level preferably contains all supply air connections for air feeds, in particular for shaping air, drive air, storage air and brake air.
  • the second connection level of the bearing flange contains all exhaust air connections for air recirculation.
  • the first connection plane is preferably designed substantially in the form of a ring, wherein the supply air connections are arranged distributed in the end face of the ring over the ring.
  • the exhaust ports in the second connection plane are then preferably arranged substantially centrally within the ring of the first connection plane.
  • connection plane of the bearing flange preferably has a keyway for receiving a passpipe mounted on the color tube side for preventing rotation and centering a color tube.
  • connection plane of the bearing flange may have at least one thread set for fastening a color tube.
  • the second connecting plane of the bearing flange has a substantially planar contact surface on its distal side.
  • the bearing flange preferably contains at least one through-hole for the passage of an optical waveguide for speed detection of the drive turbine, wherein the through-hole for the optical waveguide is preferably arranged in the second connection plane.
  • exhaust air connection for brake air and / or bearing air is preferably offset radially outwards relative to the other exhaust air connections (for example for engine drive air and steering air).
  • the exhaust air connection for the drive air preferably has a substantially larger cross section than the other exhaust air connections.
  • first connection plane of the bearing flange can have an axially aligned dowel pin and / or an axially aligned receiving bore for such a dowel pin in order to position the drive turbine.
  • the novel bearing flange according to the invention preferably also differs by the seal of the terminals.
  • axial seals eg O-rings
  • O-rings are preferably used instead of the conventionally used radially sealing O-rings in the bearing flange according to the invention.
  • larger channel cross sections can be realized.
  • the rotary atomiser according to the invention preferably carries a bell cup with a specific diameter in the range of 30-80 mm, the outside diameter of the turbine or bell-plate shaft being in the range of 24-28 mm. In the context of the invention, therefore, a particularly advantageous ratio between the diameter of the bell cup, on the one hand, and the shaft diameter, on the other hand, is desired, this ratio preferably being in the range of 1.07-3.33.
  • FIG. 3 is an exploded view of an inventive device.
  • FIG. 3 is an exploded view of an axial turbine according to the invention for driving a rotary atomizer, a schematic perspective view to illustrate the mounting of several rotor rings of the axial turbine on the turbine shaft
  • FIG. 4 shows a sectional view of the front region of the drive turbine according to FIG. 3,
  • FIGS. 3 and 5 shows a cutaway perspective view of the turbine housing of the drive turbine from FIGS. 3 and
  • FIGS. 4 and 5 shows a cutaway perspective view of the intermediate sleeve of the drive turbine according to FIGS. 4 and 5, wherein a radial bearing and a deflection ring are already mounted in the intermediate sleeve,
  • FIG. 7 shows a cutaway perspective view of the drive turbine itself, the drive turbine comprising a plurality of stator rings and a plurality of rotor rings, FIG.
  • FIG. 8 shows a cutaway perspective view of a radial-axial bearing of the drive turbine from FIGS. 3 to 7, FIG.
  • FIG. 9 shows a cutaway perspective view of the turbine shaft of the drive turbine with a brake from FIGS. 3 to 8
  • FIG. 10 shows a schematic representation of the blade geometry of the turbine blades
  • FIG. 11 shows a side view of a rotary atomizer according to the invention with the drive turbine according to FIGS. 3 to 9, FIG.
  • Figure 12A is an end view of the bearing flange of the ' power turbine with numerous connections
  • Figure 12B is a slightly perspective view of the bearing flange of the drive turbine.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a drive turbine 1 according to the invention for driving a turbine shaft 2, which carries a conventional bell cup 3 in operation at its distal end 2.
  • the drive turbine 1 is designed as an axial turbine. This means that the drive air flows through the axial turbine in the axial direction.
  • the drive turbine 1 a plurality of rotor rings 4, 5, 6, which may be shrunk onto the outer surface of the turbine shaft 2, as will be described in detail with reference to Figure 2.
  • the drive turbine 1 has a plurality of stator rings 7, 8 which are each arranged between two of the adjacent rotor rings 4-6.
  • the drive air is supplied on the robot side and flows in the axial direction initially outside the drive turbine 1 as far as a deflection ring 9 which deflects the drive air by 180 ° and introduces it into the first rotor ring 4.
  • the annular flow cross-section of the drive turbine 1 increases in the flow direction (ie from left to right in the drawing). Furthermore, it can be seen that the blade base diameter of the rotor rings 4, 5, 6 is constant, whereas the blade height of the rotor rings 4, 5, 6 is different, in order to the in Strö- direction of flow to realize increasing flow area.
  • Direction to the turbine shaft 2 can be pushed to mount the rotor rings 5, 6 on the turbine shaft 2.
  • the assembled rotor rings 5, 6 can then be fixed on the turbine shaft 2, for example by a press fit or by thermal shrinkage.
  • the drive turbine 10 comprises a turbine housing 11, an intermediate sleeve 12 with a radial bearing 13 and a deflection ring 14, a turbine unit 15 with stator and rotor rings, a radial-axial bearing 16, a turbine shaft 17 with a molded Bremsturbinenrad 18, a spacer ring 19 and a bearing flange 20 has.
  • the turbine housing 11 has on its front side a directing air ring with a plurality of shaping air nozzles, via the shaping air nozzles 21, a shaping air jet can be discharged to form the emitted from the bell cup spray jet of the coating agent, which in itself from the prior Technique is known.
  • the turbine housing 11 consists of a mechanically load-bearing material (eg an aluminum alloy). Umleg réelle) and is partially surrounded by a cover 11 ', which consists of plastic.
  • an electrical through-connection 22 is located in the front region, which cooperates with a correspondingly adapted through-connection 23 in the intermediate sleeve 12 (see FIG. 6) and enables electrical contacting.
  • the function and the construction of the intermediate sleeve 12 will now be described with reference to the perspective views in Figures 4 and 6.
  • the intermediate sleeve 12 carries the radial roller 13 for supporting the turbine shaft 17.
  • the ümlenkring 14 which has the task of deflecting the radially entering the deflection ring 14 drive air at right angles to the rear, so that the drive air enters the axially located behind the deflection ring 14 turbine unit 15, wherein the turbine unit 15 in FIG not shown.
  • the intermediate sleeve 12 has a plurality of radial bores 24 distributed over the circumference, into which correspondingly adapted grub screws can be screwed in order to fix the turbine unit 15 in the axial direction, as can be seen in particular from FIG is.
  • the turbine unit 15 in this embodiment consists of a plurality of rotor rings 25, 26, 27, the on arranged the turbine shaft 17 and are connected against rotation with the turbine shaft 17.
  • the rotor rings 25, 27 are surrounded by a plurality of stator rings 28, 29, wherein the stator rings 28, 29 are fixedly mounted and do not rotate during operation.
  • the turbine unit 15 has an annular flow cross-section which widens in the flow direction with an expansion angle ⁇ , so that the through-flow cross-section of the downstream rotor ring 27 is greater than that
  • the expansion angle ⁇ can for example be in the range of 5 ° -10 ° and is determined by fluidic considerations.
  • the turbine shaft 17 has, both inside and outside, an annular groove 30, 31 which is intended for
  • the turbine shaft 17 has two bearing points 32, 33, on which the turbine shaft is mounted in the radial bearing 13 and in the radial-axial bearing 16.
  • the turbine shaft 17 still has the molded-on brake turbine wheel 18 in order to be able to brake the turbine shaft 17 as quickly as possible with the bell plate mounted thereon.
  • the Bremsturbinenrad 18 is in this case formed as a Pelton turbine wheel and therefore has numerous turbine ⁇ nenschaufeln, which are designed for a radial flow with drive air, as it is known per se from the prior art. It should be noted that the Bremsturbinenrad 18 in the axial direction outside of the two bearings 32, 33 is arranged ⁇ . In contrast, the turbine unit 15 of the drive turbine 10 is in the mounted state axially between the two bearings 32, 33rd
  • FIG. 10 shows a schematic illustration of a turbine blade 34 with a front edge 35 and a trailing edge 36.
  • the front edge 35 of the turbine blade 34 is angled in this direction to an axial direction 37 shown schematically by an entry angle IN approximately equal to 70 °.
  • the trailing edge 36 of the turbine blade 34 is angled at an outlet angle ⁇ 0 ⁇ relative to the axial direction 37, wherein the inlet angle ⁇ is approximately equal to the outlet angle ⁇ 0 ⁇ .
  • FIG. 11 shows a rotary atomizer 38 according to the invention with the drive turbine 10 shown schematically, which drives a bell cup 39.
  • a valve unit 40 is shown schematically.
  • the drawing also shows an electrode ring 41 for external charging of sprayed from the bell cup 39 coating agent.
  • the structure and mode of operation of the bearing flange 20, which is already shown in perspective in FIG. 3, will now be described below with reference to FIGS. 12A and 12B. It is noteworthy here that the bearing flange 20 has two connection levels El, E2, which are axially spaced, as can be seen from Figure 3.
  • the first connection level El contains all supply air connections LL1-LL3, ML1-ML2, BR1 and LL1, namely for steering air, engine air or drive air, engine bearing air and brake air.
  • the second connection level E2 contains all exhaust air connections AL_MLL1, AL_ML, AL_BR1.
  • connection plane E1 is formed proximally in the form of a ring, the different supply air connections LL1-LL3, ML1-ML2, BR1 and MLL1 being arranged in the end face of the ring.
  • the exhaust air connections AL_MLL1, AL_ML, AL_BR1 are arranged substantially centrally within the ring of the first connection plane E1.
  • the bearing flange 20 also comprises threaded inserts GWE_T for the turbine, threaded inserts GWE_FR for a color tube, a hole LWL for an optical waveguide for rotary Numeric detection and a feather key PF and a centering pin ZS.
  • MLL1 supply air connection for engine bearing air 1

Landscapes

  • Nozzles (AREA)
  • Electrostatic Spraying Apparatus (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Turbinenrotor (17) für eine Antriebsturbine (10) eines Rotationszerstäubers (38), mit einer drehbar gelagerten Turbinenwelle (17) mit einer Montagemöglichkeit für einen Glockenteller, und mit mindestens einem Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) mit mehreren Turbinenschaufeln (34), wobei die Turbinenschaufeln des Antriebsturbinenrades im Betrieb von einem Antriebsfluid angeströmt werden, um den Turbinenrotor (17) anzutreiben. Es wird vorgeschlagen, dass das Antriebsturbinenrad für eine axiale Beströmung der Turbinenschaufeln mit dem Antriebsfluid ausgelegt ist. Weiterhin umfasst die Erfindung eine komplette Antriebsturbine (10) mit einem solchen Turbinenrotor und einen kompletten Rotationszerstäuber sowie einzelne Bauteile der erfindungsgemäßen Antriebsturbine (10).

Description

BESCHREIBUNG Axialturbine für einen RotationsZerstäuber
Die Erfindung betrifft einen Turbinenrotor zum Antrieb einer Rotations zerstäuberturbine sowie eine Antriebsturbine mit einem derartigen Turbinenrotor und weitere Bauteile eines Rota- tionszerstäubers , wie beispielsweise eine Lagereinheit, eine Zwischenhülse, einen Umlenkring und einen Statorring.
In modernen Lackieranlagen zur Lackierung von Kraftfahrzeugkarosseriebauteilen werden als Applikationsgerät üblicherwei- se Rotationszerstäuber eingesetzt, die als Applikationselement einen Glockenteller aufweisen, was an sich aus dem Stand der Technik hinlänglich bekannt ist. Der Antrieb der herkömmlichen Rotationszerstäuber erfolgt meist pneumatisch durch eine Antriebsturbine, die mit Druckluft angeblasen wird, wo- bei die Antriebsturbine als Radialturbine ausgebildet ist.
Dies bedeutet, dass die als Antriebsfluid dienende Druckluft in einer radial zur Drehachse des Glockentellers ausgerichteten Ebene auf die Turbinenschaufeln der Antriebsturbine strömt. Die Verwendung einer Radialturbine zum Antrieb eines Rotationszerstäubers bietet den Vorteil, dass sich das erforderliche Antriebsmoment erreichen lässt, indem ein Antriebsturbinenrad mit einem entsprechend großen Durchmesser verwendet wird. Nachteilig an der Verwendung einer Radialturbine zum Antrieb eines Rotationszerstäubers ist jedoch die begrenzte Antriebsleistung, die sich bei einer ausreichend feinen Zerstäubung im Drehzahlbereich von 8000-80. OOOU/min. kaum über 650 steigern lässt, wodurch auch die Lackausflussrate auf Werte von ungefähr 1000 ml/min. beschränkt ist. Dieser grundsätzliche Nachteil einer Radialturbine lässt sich auch nicht durch eine Vergrößerung der Radialturbine beheben, da dies aus Platz- und Gewichtsgründen nicht möglich ist. Auch eine Erhö- hung der maximal möglichen Antriebsleistung durch eine Anhe- bung von Druckniveau oder Luftdurchsatz der Antriebsluft ist praktisch nicht möglich, da dies zu höheren Investitionsbzw. Betriebskosten führen würde. Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, bei einer
Rotationszerstäuberturbine die maximal mögliche Antriebsleistung zu erhöhen.
Diese Aufgabe wird durch einen erfindungsgemäßen Turbinenro- tor gemäß dem Hauptanspruch gelöst. Darüber hinaus umfasst die Erfindung auch eine komplette Antriebsturbine mit einem derartigen erfindungsgemäßen Turbinenrotor. Ferner umfasst die Erfindung auch weitere erfindungsgemäß angepasste Bauteile eines Rotationszerstäubers, wie beispielsweise eine Zwi- schenhülse, eine Lagereinheit, ein Antriebsturbinenrad, einen Umlenkring und einen Statorring.
Die Erfindung umfasst die allgemeine technische Lehre, zum Antrieb eines Rotations Zerstäubers eine Axialturbine einzu- setzen, bei der das Antriebstluid (z.B. Druckluft) die Turbinenschaufeln des Antriebsturbinenrades axial beströmt, d.h. parallel zur Drehachse des Glockentellers.
Die Erfindung umfasst deshalb einen Turbinenrotor mit einer drehbar gelagerten Turbinenwelle mit einer Montagemöglichkeit für einen Glockenteller. Eine Möglichkeit zur Montage des Glockentellers an der Turbinenwelle besteht darin, dass der Glockenteller auf die als Glockentellerwelle dienende Turbinenwelle aufgeschraubt wird, was aus dem Stand der Technik hinlänglich bekannt ist. Eine andere Möglichkeit zur Montage des Glockentellers auf der als Glockentellerwelle dienenden Turbinenwelle besteht darin, dass der Glockenteller durch eine Klemm- oder Rastverbindung an der Turbinenwelle befestigt wird, wie es beispielsweise in DE 10 2009 034 645 beschrieben ist, so dass der Inhalt dieser Patentanmeldung der vorliegenden Beschreibung hinsichtlich der Montage des Glockentellers an der Turbinenwelle in vollem Umfang zuzurechnen ist. Die Erfindung ist jedoch hinsichtlich der Montage des Glockentel- lers an der Turbinenwelle nicht auf die vorstehend genannten Beispiele beschränkt, sondern erlaubt grundsätzlich auch andere Montagearten.
Darüber hinaus weist der erfindungsgemäße Turbinenrotor min- destens ein Antriebsturbinenrad mit mehreren Turbinenschaufeln auf, wobei die Turbinenschaufeln des Antriebsturbinenrades im Betrieb von einem Antriebsfluid (z.B. Druckluft) angeströmt werden, um den Turbinenrotor anzutreiben. Wichtig ist hierbei, dass das Antriebsturbinenrad verdrehsicher mit der Turbinenwelle verbunden ist, um ein Drehmoment von dem Antriebsturbinenrad auf die Turbinenwelle übertragen zu können. Eine Möglichkeit hierzu besteht darin, dass die Turbinenwelle und das Antriebsturbinenrad einstückig als ein einziges Bauteil gefertigt sind. Es besteht jedoch im Rahmen der Erfin- dung alternativ auch die Möglichkeit, dass das Antriebsturbinenrad und die Turbinenwelle separate Bauteile sind, die lediglich verdrehsicher miteinander verbunden werden.
Die Erfindung sieht nun vor, dass das Antriebsturbinenrad für eine axiale Beströmung der Turbinenschaufeln mit dem
Antriebsfluid ausgelegt ist. Im Gegensatz dazu sind die Antriebsturbinenräder bei den herkömmlichen Radialturbinen für eine radiale Beströmung der Turbinenschaufeln ausgelegt. Diese Abkehr von dem herkömmlichen Prinzip einer Radialturbine hin zu dem erfindungsgemäßen Prinzip einer Axialturbine ermöglicht vorteilhaft eine Steigerung der maximal möglichen Antriebsleistung, da die erfindungsgemäße Axialturbine mehre- re hintereinander angeordnete Antriebsturbinenräder (Stufen) aufweisen kann.
In einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung weist der Turbinenrotor deshalb mehrere (z.B. 2, 3, 4 oder 5) axial hintereinander angeordnete Antriebsturbinenräder auf, wobei die einzelnen Antriebsturbinenräder jeweils mehrere Turbinenschaufeln aufweisen, die für eine axiale Beströmung mit dem Antriebsfluid (z.B. Druckluft) ausgelegt sind. In dem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung erstrecken sich die Antriebsturbinenräder in axialer Richtung gemeinsam über eine bestimmte Antriebslänge und sind in einem Turbinengehäuse mit einem bestimmten Außendurchmesser angeordnet, wobei das Verhältnis zwischen dem Außendurchmesser des Turbinengehäuses einerseits und der Antriebslänge andererseits vorzugsweise größer ist als 0,4-0,6 und/oder kleiner als 0,78-1. Die Erfindung ist jedoch hinsichtlich der Dimensionierung des Turbinengehäuses und der Antriebsturbine nicht auf die vorstehend genannten exemplarischen Werte beschränkt, sondern grundsätzlich auch mit anderen Dimensionen realisierbar .
Ferner ist zu erwähnen, dass die Antriebsturbinenräder vorzugsweise von Statorringen mit einem bestimmten maximalen Au- ßendurchmesser umgeben sind, wobei das Verhältnis zwischen dem Außendurchmesser der Statorringe einerseits und der Antriebslänge andererseits vorzugsweise im Bereich von 0,4-0,5 liegt. Die Erfindung ist jedoch hinsichtlich der Dimensionierung der Statorringe und der Antriebslänge nicht auf die vor- stehend genannten exemplarischen Werte beschränkt, sondern grundsätzlich auch mit anderen Dimensionen realisierbar.
Bei dem erfindungsgemäßen Turbinenrotor weisen die einzelnen Turbinenschaufeln des Antriebsturbinenrades eine bestimmte
Schaufelhöhe in radialer Richtung auf, wobei die Schaufelhöhe in diesem Sinne zwischen dem radial innen liegenden Schaufelansatz einerseits und dem radial außen liegenden Schaufelende gemessen wird. Die Schaufelhöhe liegt hierbei vorzugsweise im Bereich von 0,5-50 mm, jedoch ist die Erfindung grundsätzlich auch mit anderen Werten der Schaufelhöhe realisierbar.
Bei dem vorstehend erwähnten Ausführungsbeispiel mit mehreren axial hintereinander angeordneten Antriebsturbinenrädern kön- nen die einzelnen Antriebsturbinenräder eine unterschiedliche Schaufelhöhe aufweisen, wobei die Schaufelhöhe in Strömungsrichtung und/oder entgegen der Absprührichtung des Rotationszerstäubers zunehmen kann. Weiterhin ist zu erwähnen, dass die Turbinenschaufeln des Antriebsturbinenrades in dem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung so ausgelegt sind, dass das Antriebsfluid (z.B. Druckluft) die Turbinenschaufeln entgegen der Absprührichtung des Rotationszerstäubers beströmt. Das Antriebsfluid wird hierbei also zunächst von der Roboterseite der Antriebsturbine zur Glockentellerseite der Antriebsturbine geführt und dann um 180° umgelenkt, so dass das Antriebsfluid dann entgegen der Absprührichtung durch die Axialturbine strömt. Es besteht jedoch im Rahmen der Erfindung grundsätzlich auch die Möglichkeit, dass das Antriebsfluid die Axialturbine in der Absprührichtung des Rotationszerstäubers durchströmt, wobei dann keine Umlenkung des Antriebsfluids erforderlich ist. Die bereits vorstehend definierte Schaufelhöhe der einzelnen Turbinenschaufeln des Antriebsturbinenrades steht vorzugsweise in einem bestimmten Verhältnis zu dem Durchmesser der Turbinenwelle, wobei sich ein Verhältnis von 0,01-2,5 oder
0,015-0,5 als vorteilhaft erwiesen hat. Die Erfindung ist jedoch hinsichtlich der Dimensionierung der Schaufelhöhe nicht auf die vorstehend genannten Wertebereiche beschränkt, sondern grundsätzlich auch mit anderen Werten der Schaufelhöhe realisierbar .
Darüber hinaus weisen die einzelnen Turbinenschaufeln bei dem bevorzugten Ausführungsbeispiel vorzugsweise einen konstanten Schaufelgrunddurchmesser auf, wobei es sich um den Abstand zwischen den Schaufelansätzen und der Drehachse handelt. Es besteht jedoch alternativ auch die Möglichkeit, dass der Schaufelgrunddurchmesser bei den benachbarten Antriebsturbinenrädern unterschiedlich ist. Beispielsweise kann der Schaufelgrunddurchmesser von einem Antriebsrad zum nächsten Antriebsrad in Strömungsrichtung abnehmen, damit dann auch der Durchströmungsquerschnitt in Strömungsrichtung zunimmt, was strömungstechnisch wünschenswert ist.
Ferner ist in dem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung eine bestimmte Beschaufelungsdichte des Antriebsturbi- nenrades vorgesehen, wobei die Beschaufelungsdichte beispielsweise im Bereich von 20-60 Turbinenschaufeln pro Antriebsturbinenrad liegen kann. Die Beschaufelungsdichte der einzelnen Antriebsturbinenräder kann hierbei unterschiedlich sein, wobei die Beschaufelungsdichte der Antriebsturbinenrä- der von einem Antriebsturbinenrad zum nächsten Antriebsturbinenrad in Strömungsrichtung zunehmen kann. Es besteht jedoch alternativ auch die Möglichkeit, dass die Beschaufelungsdichte der Antriebsturbinenräder von einem Antriebsturbinenrad zum nächsten Antriebsturbinenrad entgegen der Strömungsrich- tung zunimmt. Darüber hinaus besteht auch die Möglichkeit, dass die verschiedenen Antriebsturbinenräder der Axialturbine dieselbe Beschaufelungsdichte aufweisen. In dem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung ist das Antriebsturbinenrad als einteiliger oder mehrteiliger Ring ausgebildet, der lösbar auf der Turbinenwelle angeordnet ist. Beispielsweise kann das als Ring ausgebildete Antriebsturbinenrad auf der Turbinenwelle festgeklemmt werden, insbesonde- re durch einen Presssitz oder durch thermisches Aufschrumpfen .
Ferner ist zu erwähnen, dass die Turbinenschaufeln des Antriebsturbinenrades durch ein generatives Herstellungsverfah- ren hergestellt werden können, wobei derartige generative
Herstellungsverfahren auch unter dem Schlagwort "Rapid Proto- typing" bekannt sind.
Darüber hinaus weist die erfindungsgemäße Axialturbine vor- zugsweise auch ein Bremsturbinenrad auf, um den Rotationszerstäuber möglichst schnell abbremsen zu können, was an sich aus dem Stand der Technik bekannt ist. Das erfindungsgemäße Bremsturbinenrad weist hierzu mehrere Turbinenschaufeln auf, die im Betrieb von einem Bremsfluid (z.B. Druckluft) ange- strömt werden können, um den Turbinenrotor abzubremsen. Die einzelnen Turbinenschaufeln des Bremsturbinenrades sind vorzugsweise für eine radiale Beströmung mit dem Bremsfluid (z.B. Druckluft) ausgelegt, wie es auch bei den herkömmlichen Bremsturbinenrädern der Fall ist. Beispielsweise kann das Bremsturbinenrad deshalb als Pelton-Turbinenrad ausgebildet sein .
Das Bremsturbinenrad kann hierbei in axialer Richtung zwischen zwei Lagerstellen der Turbinenwelle angeordnet sein. Es besteht jedoch alternativ auch die Möglichkeit, dass das Bremsturbinenrad in axialer Richtung außerhalb der beiden Lagerstellen der Turbinenwelle angeordnet ist. Weiterhin ist zu erwähnen, dass das Bremsturbinenrad vorzugsweise einen wesentlich größeren Durchmesser aufweist als das Antriebsturbinenrad. Dies ist wünschenswert, damit ein ausreichend großes Bremsmoment erzeugt werden kann. Hinsichtlich des Schaufelprofils der einzelnen Turbinenschaufeln des Antriebsturbinenrades bzw. des Bremsturbinenrades bestehen im Rahmen der Erfindung vielfältige Möglichkeiten. Beispielsweise können die Turbinenschaufeln ein symmetrisches oder halbsymmetrisches Profil, ein S-Schlag-Profil oder ein Keulenprofil aufweisen, um nur einige Beispiele zu nennen.
In dem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung weisen die Turbinenschaufeln jedoch eine bestimmte bevorzugte Geometrie auf. So weisen die einzelnen Turbinenschaufeln vor- zugsweise einen Einlaufwinkel im Bereich von 65-75° auf, wohingegen im Stand der Technik ein Einlaufwinkel von ungefähr 60° üblich ist. Der Auslaufwinkel der Turbinenschaufeln entspricht dagegen vorzugsweise dem Einlaufwinkel mit einem Toleranzbereich von ±10° oder sogar ±5°. Der Auslaufwinkel der Turbinenschaufeln liegt dagegen vorzugsweise im Bereich von 55°-75°. Dies hat in dem bevorzugten Ausführungsbeispiel zur Folge, dass die Summe aus dem Einlaufwinkel und dem Auslaufwinkel vorzugsweise im Bereich von 110°-145° liegt. Ferner ist zu erwähnen, dass der erfindungsgemäße Turbinenrotor eine bestimmte spezifische Drehzahl ns aufweist, die sich nach folgender Formel berechnet: ω · V0·5 mit :
V: Volumetrischer Durchfluss am Eintritt [m3/s]
e: Spezifische Arbeit [J/kg]
ω: Rotationsgeschwindigkeit [rad/s].
Hierbei ist zu erwähnen, dass die spezifische Drehzahl ns vorzugsweise im Bereich von 0,1-0,3 liegt, wohingegen die spezifische Drehzahl bei herkömmlichen Axialturbinen übli- cherweise im Bereich von 0,5-1 liegt.
Bei dem erfindungsgemäßen Turbinenrotor weist die Turbinenwelle mehrere Lagerstellen auf, um die Turbinenwelle drehbar zu lagern, wobei die Lagerstellen beispielsweise besonders gehärtet sein können. Das Antriebsturbinenrad befindet sich hierbei vorzugsweise in axialer Richtung zwischen den beiden Lagerstellen. Dies ermöglicht vorteilhaft einen großen axialen Abstand zwischen den Lagerstellen, was wiederum vorteilhaft zu einer stark erhöhten Kippsteifigkeit führt. Dies er- möglicht bei der Handhabung des Rotationszerstäubers durch einen Lackierroboter deutlich höhere Roboterbeschleunigungswerte und somit auch höhere Lackiergeschwindigkeiten bei nicht geradlinigen Lackierbahnen. Die Lagerstellen der Turbinenwelle weisen hierbei eine bestimmte Lagerlänge in axialer Richtung auf, während die Turbinenwelle einen bestimmten Wellendurchmesser hat. Bei dem erfindungsgemäßen Turbinenrotor steht die Lagerlänge vorzugsweise in einem bestimmten Verhältnis zu dem Wellendurchmes- ser, wobei dieses Verhältnis vorzugsweise im Bereich von 0,8- 1,2 liegt, wobei sich ein Wert von 1 als besonders vorteilhaft erwiesen hat. Die Erfindung ist jedoch grundsätzlich auch mit anderen Werten realisierbar. Weiterhin ist zu erwähnen, dass die Turbinenwelle vorzugsweise hohl ist, was an sich aus dem Stand der Technik bekannt ist. Vorzugsweise ist der Welleninnendurchmesser der hohlen Turbinenwelle jedoch so groß, dass die Turbinenwelle ein
Farbrohr mit mindestens zwei Hauptnadeln und mindestens zwei Rückführungen aufnehmen kann, wohingegen herkömmliche Rotationszerstäuber meist nur eine einzige Hauptnadel und ein einziges Hauptnadelventil aufweisen. Der erfindungsgemäße Rota- tionszerstäuber mit mindestens zwei Hauptnadelventilen ermöglicht dagegen sehr geringe Farbwechselzeiten und -Verluste, da über das eine Hauptnadelventil lackiert werden kann, während an dem zweiten Hauptnadelventil bereits die nächste Farbe angedrückt wird. Bei einem Farbwechsel muss dann nur noch der Leitungsbereich gespült werden, der stromabwärts hinter dem zuvor benutzten Hauptnadelventil liegt. Für eine einfache Anwendung kann man sich aber auch ein Farbrohr mit geringerem Durchmesser vorstellen, d.h. der vorhandene Raum wird nicht genutzt .
Darüber hinaus besteht auch die Möglichkeit, dass der Welleninnendurchmesser der hohlen Turbinenwelle so groß ist, dass die hohle Turbinenwelle zwei Mischelemente für Zweikomponentenmaterial (z.B. Stammlack und Härter) aufnehmen kann.
Der Welleninnendurchmesser der Turbinenwelle liegt deshalb vorzugsweise im Bereich von 20-40 mm.
Ferner ist zu erwähnen, dass die Turbinenwelle in axialer Richtung vorzugsweise kürzer ist als 15 cm, 14 cm oder 13 cm, wobei die Lagerstellen vorzugsweise einen axialen Abstand von mehr als 3 cm, 6 cm oder 10 cm aufweisen. Die Erfindung beansprucht also Schutz für den vorstehend beschriebenen erfindungsgemäßen Turbinenrotor als einzelnes Bauteil. Darüber hinaus beansprucht die Erfindung jedoch auch Schutz für eine komplette Antriebsturbine für einen Rotati- onszerstäuber mit einem solchen Turbinenrotor. Weiterhin wird auch Schutz beansprucht für einen Rotationszerstäuber mit einer erfindungsgemäßen Axialturbine und für einen Lackierroboter mit einem Rotationszerstäuber, der im Gegensatz zum Stand der Technik eine Axialturbine enthält.
Die erfindungsgemäße Antriebsturbine zeichnet sich vorzugsweise durch eine bestimmte spezifische mechanische Antriebsleistung aus, wobei die spezifische Antriebsleistung vorzugsweise ist als 0,6 Wmin/Nl, 0,7 Wmin/Nl, 0,8 Wmin/Nl oder so- gar 0,9 Wmin/Nl. Die spezifische mechanische Antriebsleistung in diesem Sinne ist das Verhältnis zwischen der mechanischen Antriebsleistung der Antriebsturbine einerseits und dem Volumenstrom des zugeführten Antriebstluids (z.B. Druckluft) andererseits .
Darüber hinaus kann sich die erfindungsgemäße Antriebsturbine durch eine spezifische mechanische Antriebsleistung auszeichnen, die vorzugsweise im Bereich von 0,7 W/g-1,5 W/g liegt. Die spezifische mechanische Antriebsleistung in diesem Sinne ist das Verhältnis zwischen der mechanischen Antriebsleistung der Antriebsturbine einerseits und der Masse der Antriebsturbine andererseits.
Ferner liegt die spezifische mechanische Antriebsleistung vorzugsweise im Bereich von 1,5 W/cm3-10 W/cm3, wobei die spezifische mechanische Antriebsleistung in diesem Sinne das Verhältnis zwischen der mechanischen Antriebsleistung einerseits und dem Bauraum der Antriebsturbine andererseits ist. Die erfindungsgemäße Verwendung einer Axialturbine ermöglicht also vorteilhaft eine größere Leistungsdichte als bei herkömmlichen Radialturbinen.
Das erfindungsgemäße Prinzip einer Axialturbine zum Antrieb eines Rotationszerstäubers ermöglicht eine Antriebsleistung von mehr als 1000 W oder sogar mehr als 1400 W.
Darüber hinaus lässt sich ein thermischer Wirkungsgrad von mehr als 50%, 60% oder sogar mehr als 70% realisieren, insbe- sondere bei einer Drehzahl zwischen 40000 U/min und 60000 U/min und bei einem Volumenstrom des Antriebstluids (z.B.
Druckluft) zwischen 800 Nl/min und 1200 Nl/min.
Ferner ist zu erwähnen, dass die spezifische mechanische An- triebsleistung größer als 0,1 W/mbar, 0,2 W/mbar, 0,3 W/mbar oder sogar größer als 0,4 W/mbar liegen kann, wobei die spezifische Antriebsleistung in diesem Sinne das Verhältnis zwischen der mechanischen Antriebsleistung einerseits und der Druckdifferenz zwischen Einlass und Auslass andererseits ist.
Es wurde bereits vorstehend erwähnt, dass das Antriebsfluid (z.B. Druckluft) die Axialturbine vorzugsweise entgegen der Absprührichtung durchströmt, wobei das Antriebsfluid jedoch von der Roboterseite zugeführt wird. Diese Führung des
Antriebsfluids macht eine Umlenkung des Antriebsfluids erforderlich, wozu vorzugsweise ein Umlenkring vorgesehen ist. In dem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung . erfolgt die Umlenkung des Antriebsfluids jedoch nur teilweise in dem Umlenkring. So tritt das Antriebsfluid vorzugsweise rechtwink- lig zur Drehachse des Rotationszerstäubers in den Umlenkring ein und tritt dann aus dem Umlenkring entgegen der Absprührichtung des Rotationszerstäubers aus, um das Antriebsturbinenrad anzuströmen. Der Umlenkring bewirkt hierbei also nur eine Umlenkung um einen Umlenkwinkel von ungefähr 90°. Die verbleibenden 90° des insgesamt erforderlichen Umlenkwinkels von 180° können dann außerhalb der Antriebsturbine realisiert werden. Es ist jedoch im Rahmen der Erfindung auch möglich, dass der Umlenkring den gesamten erforderlichen Umlenkwinkel von 180° realisiert.
Darüber hinaus hat der Umlenkring in dem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung auch eine weitere Funktion, indem der Umlenkring das Antriebsfluid gleichmäßig über den gesam- ten ringförmigen Durchströmungsquerschnitt der Axialturbine verteilt und dadurch eine gleichmäßige Anströmung erreicht.
Weiterhin besteht die Möglichkeit, dass in den Umlenkring ein Stator integriert ist, der beispielsweise einstückig an den Umlenkring angeformt sein kann.
Ferner kann der Umlenkring auch eine Abdichtung bilden oder eine separate Dichtung enthalten, um einen Ringspalt zwischen dem Umlenkring und der Turbinenwelle zu dem Glockenteller hin abzudichten.
Die erfindungsgemäße Antriebsturbine weist zusätzlich zu dem vorstehend ausführlich beschriebenen erfindungsgemäßen Turbinenrotor vorzugsweise ein Turbinengehäuse und mindestens eine Lenkluftleitung zur Versorgung eines Lenkluftrings auf, wobei die Lenkluftleitung vorzugsweise mindestens teilweise durch das Turbinengehäuse hindurchgeführt ist.
Darüber hinaus weist die erfindungsgemäße Antriebsturbine vorzugsweise auch eine Lagereinheit auf, in welcher der Turbinenrotor drehbar gelagert ist. Eine Besonderheit der erfindungsgemäßen Antriebsturbine besteht in dem bevorzugten Ausführungsbeispiel darin, dass ein Farbrohr zur Zuführung des zu applizierenden Beschichtungsmittels durch die hohle Turbi- nenwelle hindurch ragt und an der Lagereinheit befestigt ist, insbesondere durch eine Verschraubung . Im Gegensatz zu den herkömmlichen Rotations Zerstäubern kann die Lagereinheit also direkt mit dem Farbrohr zu einer Einheit verschraubt werden. Dies ermöglicht es, bei entsprechenden Toleranzen und einem stirnseitig bei der Montage zwischen Farbrohr und Turbinenwelle eingebrachten Zentrierwerkzeug, dass Konzentrizität und Planauflage wesentlich besser gewährleistet werden, so dass keine Relativbewegung zwischen der Lagereinheit und dem Farb- rohr stattfindet.
Weiterhin umfasst die erfindungsgemäße Antriebsturbine vorzugsweise eine Zwischenhülse, die ein Radiallager, den Umlenkring und/oder Teile des Turbinenrotors ummantelt. Die Zwischenhülse besteht vorzugsweise aus einem mechanisch belastbaren Material, wie beispielsweise Aluminium, Stahl oder einer Legierung, wohingegen das umgebende Gehäuse aus einem mechanisch wenig belastbaren Material bestehen kann, wie beispielsweise Kunststoff. Die Zwischenhülse hat hierbei vor- zugsweise auch die Aufgabe, den bereits vorstehend ausführlich erläuterten Umlenkring mit dem Antriebsfluid zu speisen, wobei innerhalb der Zwischenhülse auch ein Teil der erforderlichen Umlenkung des Antriebsfluids stattfinden kann. Ferner weist die erfindungsgemäße Antriebsturbine in dem bevorzugten Ausführungsbeispiel vorzugsweise mindestens einen Statorring mit mehreren Leitschaufeln auf, wobei der Statorring die Turbinenwelle ringförmig umgibt und ortsfest angeordnet ist.
Die erfindungsgemäße Antriebsturbine weist vorzugsweise einen neuartigen Lagerflansch auf, um die Antriebsturbine mechanisch und fluidisch mit einem Rotationszerstäuber zu verbinden, in den die Antriebsturbine eingebaut wird und der im montierten Zustand von der Antriebsturbine angetrieben wird. Der neuartige erfindungsgemäße Lagerflansch unterscheidet sich von herkömmlichen Lagerflanschen bekannter Antriebsturbinen dadurch, dass die verschiedenen Anschlüsse auf zwei An- schlussebenen verteilt sind, wobei die beiden Anschlussebenen axial zueinander beabstandet sind. Die erste Anschlussebene ist hierbei vorzugsweise proximal angeordnet, d.h. auf der Roboter- bzw. Maschinenseite. Die zweite Anschlussebene ist dagegen vorzugsweise distal angeordnet, d.h. glockenteller- seitig. Die erste Anschlussebene enthält hierbei vorzugsweise alle Zuluft-Anschlüsse für Luft Zuführungen, insbesondere für Lenkluft, Antriebsluft, Lagerluft und Bremsluft. Die zweite Anschlussebene des Lagerflanschs enthält dagegen alle Abluft- Anschlüsse für Luftrückführungen .
Vorzugsweise ist die erste Anschlussebene hierbei im Wesentlichen in Form eines Rings ausgebildet, wobei die Zuluft- Anschlüsse in der Stirnfläche des Rings über den Ring verteilt angeordnet sind. Die Abluft-Anschlüsse in der zweiten Anschlussebene sind dann vorzugsweise im Wesentlichen mittig innerhalb des Rings der ersten Anschlussebene angeordnet.
Darüber hinaus weist die zweite Anschlussebene des Lager- flanschs zur Aufnahme einer farbrohrseitig montierten Passfe- der zur Verdrehsicherung und Zentrierung eines Farbrohrs vorzugsweise eine Passfedernut auf.
Ferner kann die zweite Anschlussebene des Lagerflanschs mindestens einen Gewindesatz aufweisen zum Befestigen eines Farbrohrs.
Darüber hinaus besteht die Möglichkeit, dass die zweite Anschlussebene des Lagerflanschs an ihrer distalen Seite eine im Wesentlichen plane Auflagefläche aufweist. Weiterhin enthält der Lagerflansch vorzugsweise mindestens eine Durchführbohrung zur Durchführung eines Lichtwellenleiters zur Drehzahlerfassung der Antriebsturbine, wobei die Durchführbohrung für den Lichtwellenleiter vorzugsweise in der zweiten Anschlussebene angeordnet ist.
Darüber hinaus ist zu erwähnen, dass der Abluft-Anschluss für Bremsluft und/oder Lagerluft vorzugsweise gegenüber den ande- ren Abluft-Anschlüssen (z.B. für Motorantriebsluft und Lenkluft) radial nach außen versetzt ist.
Ferner ist noch zu erwähnen, dass der Abluft-Anschluss für die Antriebsluft vorzugsweise einen wesentlich größeren Quer- schnitt aufweist als die anderen Abluft-Anschlüsse.
Darüber hinaus kann die erste Anschlussebene des Lager- flanschs einen axial ausgerichteten Passstift und/oder eine axial ausgerichtete Aufnahmebohrung für einen derartigen Passstift aufweisen, um die Antriebsturbine zu positionieren.
Weiterhin unterscheidet sich der erfindungsgemäße neuartige Lagerflansch vorzugsweise auch durch die Dichtung der Anschlüsse. So werden in dem erfindungsgemäßen Lagerflansch vorzugsweise Axialdichtungen (z.B. O-Ringe) anstelle der herkömmlicherweise verwendeten radial abdichtenden O-Ringe verwendet. Hierdurch können größere Kanalquerschnitte realisiert werden. Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass bei den herkömmlicherweise verwendeten radial abdichtenden O-Ringen ein- gepresste Nippel erforderlich sind, deren Wegfall somit bei dem erfindungsgemäßen Lagerflansch den Montagekomfort steigert . Darüber hinaus ist noch zu erwähnen, dass der erfindungsgemäße Rotationszerstäuber vorzugsweise einen Glockenteller mit einem bestimmten Durchmesser im Bereich von 30-80mm trägt, wobei der Außendurchmesser der Turbinen- bzw. Glockenteller- welle im Bereich von 24-28mm liegt. Im Rahmen der Erfindung wird also ein besonders vorteilhaftes Verhältnis zwischen dem Durchmesser des Glockentellers einerseits und dem Wellendurchmesser andererseits angestrebt, wobei dieses Verhältnis vorzugsweise im Bereich von 1,07-3,33 liegt.
Schließlich ist zu erwähnen, dass die Erfindung auch Schutz beansprucht für die vorstehend genannten einzelnen Bauteile (z.B. Zwischenhülse, Lagereinheit, Statorring, Umlenkring, Lagerflansch etc.), unabhängig von den sonstigen technischen Merkmalen und Bauteilen.
Andere vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen gekennzeichnet oder werden nachstehend zusammen mit der Beschreibung der bevorzugten Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen: eine schematische Darstellung einer erfindungsgemäßen Axialturbine zum Antrieb eines Rotationszerstäubers, eine schematische perspektivische Darstellung zur Verdeutlichung der Montage mehrerer Rotorringe der Axialturbine auf der Turbinenwelle, Figur 3 eine Explosionsdarstellung eines erfindungsgemäßen
Ausführungsbeispiels einer Axialturbine zum Antrieb eines Rotationszerstäubers, Figur 4 eine Schnittansicht des vorderen Bereichs der Antriebsturbine gemäß Figur 3,
Figur 5 eine aufgeschnittene Perspektivansicht des Turbi- nengehäuses der Antriebsturbine aus den Figuren 3 und ,
Figur 6 eine aufgeschnittene Perspektivansicht der Zwischenhülse der Antriebsturbine gemäß den Figuren 4 und 5, wobei in der Zwischenhülse ein Radiallager und ein Umlenkring bereits montiert sind,
Figur 7 eine aufgeschnittene Perspektivansicht der Antriebsturbine selbst, wobei die Antriebsturbine mehrere Statorringe und mehrere Rotorringe umfasst,
Figur 8 eine aufgeschnittene Perspektivansicht eines Radi- al-Axial-Lagers der Antriebsturbine aus den Figuren 3 bis 7,
Figur 9 eine aufgeschnittene Perspektivansicht der Turbinenwelle der Antriebsturbine mit einer Bremse aus den Figuren 3 bis 8, Figur 10 eine schematische Darstellung der Schaufelgeometrie der Turbinenschaufeln,
Figur 11 eine Seitenansicht eines erfindungsgemäßen Rotationszerstäubers mit der Antriebsturbine gemäß den Figuren 3 bis 9,
Figur 12A eine Stirnansicht des Lagerflanschs der 'Antriebsturbine mit zahlreichen Anschlüssen, sowie Figur 12B eine leicht perspektivische Darstellung des Lager- flanschs der Antriebsturbine.
Figur 1 zeigt eine schematische Darstellung einer erfindungs- gemäßen Antriebsturbine 1 zum Antrieb einer Turbinenwelle 2, die im Betrieb an ihrem distalen Ende 2 einen herkömmlichen Glockenteller 3 trägt.
Die Antriebsturbine 1 ist hierbei im Gegensatz zu herkömmli- chen Radialturbinen als Axialturbine ausgebildet. Dies bedeutet, dass die Antriebsluft die Axialturbine in axialer Richtung durchströmt.
Hierzu weist die Antriebsturbine 1 mehrere Rotorringe 4, 5, 6 auf, die auf die äußere Mantelfläche der Turbinenwelle 2 aufgeschrumpft sein können, wie noch detailliert unter Bezugnahme auf Figur 2 beschrieben wird.
Darüber hinaus weist die Antriebsturbine 1 mehrere Statorrin- ge 7, 8 auf, die jeweils zwischen zwei der benachbarten Rotorringe 4-6 angeordnet sind.
Die Antriebsluft wird hierbei roboterseitig zugeführt und strömt in axialer Richtung zunächst außerhalb der Antriebs- turbine 1 bis zu einem Umlenkring 9, der die Antriebsluft um 180° umlenkt und in den ersten Rotorring 4 einleitet.
Weiterhin ist zu erwähnen, dass der ringförmige Durchströmungsquerschnitt der Antriebsturbine 1 in Strömungsrichtung (d.h. in der Zeichnung von links nach rechts) zunimmt. Weiterhin ist ersichtlich, dass der Schaufelgrunddurchmesser der Rotorringe 4, 5, 6 konstant ist, wohingegen die Schaufelhöhe der Rotorringe 4, 5, 6 unterschiedlich ist, um den in Strö- mungsrichtung zunehmenden Durchströmungsquerschnitt zu realisieren .
Aus der ebenfalls schematischen Darstellung in Figur 2 ist ersichtlich, dass die Rotorringe 5, 6 einfach in axialer
Richtung auf die Turbinenwelle 2 aufgeschoben werden können, um die Rotorringe 5, 6 auf der Turbinenwelle 2 zu montieren. Die montierten Rotorringe 5, 6 können dann auf der Turbinenwelle 2 fixiert werden, beispielsweise durch einen Presssitz oder durch thermisches Schrumpfen.
Im Folgenden wird nun unter Bezugnahme auf die Figuren 3 bis 9 ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Antriebsturbine 10 beschrieben, wobei die Antriebsturbine 10 ein Turbinengehäuse 11, eine Zwischenhülse 12 mit einem Radiallager 13 und einem Umlenkring 14, eine Turbineneinheit 15 mit Stator- und Rotorringen, ein Radial-Axial-Lager 16, eine Turbinenwelle 17 mit einem angeformten Bremsturbinenrad 18, einen Distanzring 19 und einen Lagerflansch 20 aufweist.
Im Folgenden wird nun unter Bezugnahme auf die perspektivischen Darstellungen in den Figuren 4 und 5 zunächst der Aufbau und die Funktion des Turbinengehäuses 11 beschrieben. Zunächst ist zu erwähnen, dass das Turbinengehäuse 11 an seiner Stirnseite einen Lenkluftring mit mehreren Lenkluftdüsen aufweist, wobei über die Lenkluftdüsen 21 ein Lenkluftstrahl abgegeben werden kann, um den von dem Glockenteller abgegebenen Sprühstrahl des Beschichtungsmittels formen zu können, was an sich aus dem Stand der Technik bekannt ist.
Das Turbinengehäuse 11 besteht in diesem Ausführungsbeispiel aus einem mechanisch tragfähigen Material (z.B. eine Alumini- umlegierung) und ist teilweise von einer Abdeckung 11' umgeben, die aus Kunststoff besteht.
In dem Turbinengehäuse 11 befindet sich im vorderen Bereich eine elektrische Durchkontaktierung 22, die mit einer entsprechend angepassten Durchkontaktierung 23 in der Zwischenhülse 12 (vgl. Fig. 6) zusammenwirkt und eine elektrische Kontaktierung ermöglicht. Im Folgenden wird nun unter Bezugnahme auf die perspektivischen Darstellungen in den Figuren 4 und 6 die Funktion und die Konstruktion der Zwischenhülse 12 beschrieben.
Im vorderen Bereich trägt die Zwischenhülse 12 das Radialla- ger 13 zur Lagerung der Turbinenwelle 17.
In axialer Richtung dahinter befindet sich der ümlenkring 14, der die Aufgabe hat, die radial in den Umlenkring 14 eintretende Antriebsluft rechtwinklig nach hinten abzulenken, damit die Antriebsluft in die axial hinter dem Umlenkring 14 befindliche Turbineneinheit 15 eintritt, wobei die Turbineneinheit 15 in Figur 6 nicht dargestellt ist.
Aus den Figuren 4 und 6 ist jedoch ersichtlich, dass die Zwi- schenhülse 12 über den Umfang verteilt mehrere Radialbohrungen 24 aufweist, in die entsprechend angepasste Madenschrauben eingeschraubt werden können, um die Turbineneinheit 15 in axialer Richtung zu fixieren, wie insbesondere aus Figur 4 ersichtlich ist.
Im Folgenden wird nun unter Bezugnahme auf die Figuren 4 und 7 der Aufbau und die Funktionsweise der Turbineneinheit 15 beschrieben. So besteht die Turbineneinheit 15 in diesem Ausführungsbeispiel aus mehreren Rotorringen 25, 26, 27, die auf der Turbinenwelle 17 angeordnet und verdrehsicher mit der Turbinenwelle 17 verbunden sind.
Die Rotorringe 25, 27 sind von mehreren Statorringen 28, 29 umgeben, wobei die Statorringe 28, 29 fest montiert sind und sich im Betrieb nicht drehen.
Aus Figur 7 ist weiterhin ersichtlich, dass die Turbineneinheit 15 einen ringförmigen Durchströmungsquerschnitt auf- weist, der sich in Strömungsrichtung mit einem Aufweitungswinkel α erweitert, so dass der Durchströmungsquerschnitt des stromabwärts gelegenen Rotorrings 27 größer ist als der
Durchströmungsquerschnitt des stromaufwärts gelegenen Rotorrings 25. Dies ist strömungstechnisch sinnvoll, weil sich die Antriebsluft beim Durchströmen der Turbineneinheit von einer Stufe zur nächsten Stufe entspannt. Der Aufweitungswinkel α kann beispielsweise im Bereich von 5°-10° liegen und wird durch strömungstechnische Überlegungen bestimmt. Im Folgenden wird nun unter Bezugnahme auf die Figuren 4 und 9 die Funktionsweise und die Konstruktion der Turbinenwelle 17 beschrieben.
An ihrem distalen Ende weist die Turbinenwelle 17 sowohl in- nen als auch außen jeweils eine Ringnut 30, 31 auf, die zur
Montage eines Glockentellers dient. Alternativ besteht jedoch auch die Möglichkeit, dass die Turbinenwelle 17 an ihrem distalen Ende ein Innengewinde trägt, auf das der Glockenteller aufgeschraubt werden kann.
Darüber hinaus weist die Turbinenwelle 17 zwei Lagerstellen 32, 33 auf, an denen die Turbinenwelle in dem Radiallager 13 bzw. in dem Radial-Axial-Lager 16 gelagert ist. Schließlich weist die Turbinenwelle 17 noch das angeformte Bremsturbinenrad 18 auf, um die Turbinenwelle 17 mit dem daran montierten Glockenteller möglichst schnell abbremsen zu können. Das Bremsturbinenrad 18 ist hierbei als Pelton- Turbinenrad ausgebildet und weist deshalb zahlreiche Turbi¬ nenschaufeln auf, die für eine radiale Beströmung mit Antriebsluft ausgebildet sind, wie es an sich aus dem Stand der Technik bekannt ist. Hierbei ist zu erwähnen, dass das Bremsturbinenrad 18 in axialer Richtung außerhalb der beiden Lagerstellen 32, 33 ange¬ ordnet ist. Im Gegensatz dazu befindet sich die Turbineneinheit 15 der Antriebsturbine 10 im montierten Zustand axial zwischen den beiden Lagerstellen 32, 33.
Weiterhin zeigt Figur 10 eine schematische Darstellung einer Turbinenschaufel 34 mit einer Vorderkante 35 und einer Hinterkante 36. Die Vorderkante 35 der Turbinenschaufel 34 ist hierbei gegenüber einer schematisch dargestellten Axialrich- tung 37 um einen Einlaufwinkel IN ungefähr gleich 70° angewinkelt. Darüber hinaus ist auch die Hinterkante 36 der Turbinenschaufel 34 um einen Auslaufwinkel α0υτ gegenüber der A- xialrichtung 37 angewinkelt, wobei der Einlaufwinkel ΪΝ ungefähr gleich dem Auslaufwinkel α0οτ ist.
Schließlich zeigt Figur 11 einen erfindungsgemäßen Rotationszerstäuber 38 mit der schematisch dargestellten Antriebsturbine 10, die einen Glockenteller 39 antreibt. Darüber hinaus ist in dieser Zeichnung eine Ventileinheit 40 schematisch dargestellt. Schließlich zeigt die Zeichnung noch einen Elektrodenring 41 für eine Außenaufladung des von dem Glockenteller 39 abgesprühten Beschichtungsmittels . Im Folgenden wird nun unter Bezugnahme auf die Figuren 12A und 12B der Aufbau und die Funktionsweise des Lagerflanschs 20 beschrieben, der bereits in Figur 3 perspektivisch dargestellt ist. Bemerkenswert ist hierbei, dass der Lagerflansch 20 zwei Anschlussebenen El, E2 aufweist, die axial beabstandet sind, wie aus Figur 3 ersichtlich ist.
Die erste Anschlussebene El enthält hierbei sämtliche Zuluft- Anschlüsse LL1-LL3, ML1-ML2, BR1 und LL1, nämlich für Lenkluft, Motorluft bzw. Antriebsluft, Motorlagerluft und Bremsluft.
Die zweite Anschlussebene E2 enthält dagegen sämtliche Ab- luft-Anschlüsse AL_MLL1, AL_ML, AL_BR1.
Weiterhin ist zu erwähnen, dass die erste Anschlussebene El proximal in Form eines Rings ausgebildet ist, wobei die verschiedenen Zuluft-Anschlüsse LL1-LL3, ML1-ML2, BR1 und MLL1 in der Stirnfläche des Rings angeordnet sind.
In der distal angeordneten zweiten Anschlussebene E2 sind die Abluft-Anschlüsse AL_MLL1, AL_ML, AL_BR1 dagegen im Wesentlichen mittig innerhalb des Rings der ersten Anschlussebene El angeordnet.
Weiterhin umfasst der Lagerflansch 20 noch Gewindeeinsätze GWE_T für die Turbine, Gewindeeinsätze GWE_FR für ein Farbrohr, eine Bohrung LWL für einen Lichtwellenleiter zur Dreh- zahlerfassung sowie eine Passfeder PF und einen Zentrierstift ZS.
Von Bedeutung ist ferner, dass die verschiedenen Zuluft- Anschlüsse LL1-LL3 , ML1-ML2, BR1 und MLL1 und die Abluft- Anschlüsse AL_MLL1, AL_ML, AL_BR1 im Gegensatz zu herkömmlichen Lagerflanschen von Antriebsturbinen nicht durch radial abdichtende O-Ringe abgedichtet sind, sondern durch axial (flach) abdichtende O-Ringe. Dies bietet den Vorteil, dass größere Kanalquerschnitte realisiert werden können. Darüber hinaus wird durch den Wegfall der ansonsten bei radial abdichtenden O-Ringen erforderlichen Nippel der Montagekomfort gesteigert . Die Erfindung ist nicht auf die vorstehend beschriebenen bevorzugten Ausführungsbeispiele beschränkt. Vielmehr ist eine Vielzahl von Varianten und Abwandlungen möglich, die ebenfalls von dem Erfindungsgedanken Gebrauch machen und deshalb in den Schutzbereich fallen. Insbesondere beansprucht die Er- findung auch Schutz für den Gegenstand der Unteransprüche unabhängig von dem Gegenstand der in Bezug genommenen und vorgeordneten Ansprüche.
Bezugs zeichenliste
1 Antriebsturbine
2 Turbinenwelle
3 Glockenteller
4 Rotorring
5 Rotorring
6 Rotorring
7 Statorring
8 Statorring
9 Umlenkring
10 Antriebsturbine
11 Turbinengehäuse
11 ' Abdeckung
12 Zwischenhülse
13 Radiallager
14 Umlenkring
15 Turbineneinheit
16 Radial-Axial-Lager
17 Turbinenwelle
18 Bremsturbinenrad
19 Distanzring
20 Lagerflansch
21 Lenkluftdüsen
22 Durchkontaktierung
23 Durchkontaktierung
24 Radialbohrung
25 Rotorring
26 Rotorring
27 Rotorring
28 Statorring
29 Statorring
30 Ringnut
31 Ringnut 32 Lagerstelle
33 Lagerstelle
34 Turbinenschaufel
35 Vorderkante der Turbinenschaufel
36 Hinterkante der Turbinenschaufel
37 Axialrichtung
38 Rotations Zerstäuber
39 Glockenteller
40 Ventileinheit
41 Elektrodenring
Aufweitungswinkel des Durchströmungsquerschnitts
Einlaufwinkel der Turbinenschaufeln
Οίουτ Auslaufwinkel der Turbinenschaufeln
LL1 Zuluft-Anschluss für Lenkluft 1
LL2 Zuluft-Anschluss für Lenkluft 2
LL3 Zuluft-Anschluss für Lenkluft 3
ML1 Zuluft-Anschluss für Motorluft 1
ML2 Zuluft-Anschluss für Motorluft 2
GWE_T Gewindeeinsatz für Turbine
G E_FR Gewindeeinsatz für Farbrohr
El Erste Anschlussebene
E2 Zweite Anschlussebene
AL MLL1 Abluft-Anschluss für Motorlagerluft 1
AL_ML Abluft-Anschluss für Motorluft
AL_BR1 Abluft-Anschluss für Bremsluft 1
BR1 Zuluft-Anschluss für Bremsluft 1
MLL1 Zuluft-Anschluss für Motorlagerluft 1
L L Bohrung für Lichtwellenleiter
PF Passfeder
ZS Zentrierstift

Claims

ANSPRÜCHE 1. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) für eine Antriebsturbine (1; 10) eines Rotationszerstäubers (38), mit
a) einer drehbar gelagerten Turbinenwelle (2; 17) mit einer Montagemöglichkeit für einen Glockenteller (3; 39) , und
b) mindestens einem Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) mit mehreren Turbinenschaufeln (34), wobei die Turbinenschaufeln (34) des Antriebsturbinenrades (4-6; 25-27) im Betrieb von einem Antriebsfluid angeströmt werden, um den Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) anzutreiben, dadurch gekennzeichnet,
c) dass das Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) für eine axiale Beströmung der Turbinenschaufeln (34) mit dem
Antriebsfluid ausgelegt ist.
2. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet.,
a) dass axial hintereinander mehrere Antriebsturbinenräder
(4-6; 25-27) angeordnet sind, wobei die einzelnen Antriebsturbinenräder (4-6; 25-27) jeweils mehrere Turbi- nenschaufeln (34) aufweisen, die für eine axiale Beströmung mit dem Antriebsfluid ausgelegt sind, und/oder b) dass sich die Antriebsturbinenräder (4-6; 25-27) in a- xialer Richtung gemeinsam über eine bestimmte Antriebslänge erstrecken und in einem Turbinengehäuse (11) mit einem bestimmten Außendurchmesser angeordnet sind, wobei das Verhältnis zwischen dem Außendurchmesser des Turbinengehäuses (11) und der Antriebslänge größer ist als 0,4, 0,5 0,6 oder 0,625 und/oder kleiner als 1, 0,9, 0,8 oder 0,780, und/oder c) dass sich die Antriebsturbinenräder (4-6; 25-27) in a- xialer Richtung gemeinsam über eine bestimmte Antriebslänge erstrecken und von Statorringen (7, 8; 28, 29) mit einem bestimmten maximalen Außendurchmesser umgeben sind, wobei das Verhältnis zwischen dem Außendurchmesser der Statorringe (7, 8; 28, 29) und der Antriebslänge größer ist als 0,4 und/oder kleiner als 0,5.
3. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet
a) dass die Turbinenschaufeln (34) des Antriebsturbinenrades (4-6; 25-27) zwischen einem radial innen liegenden Schaufelansatz und einem radial außen liegenden Schaufelende eine bestimmte Schaufelhöhe in radialer Rich¬ tung aufweisen,
b) dass die Schaufelhöhe größer ist als 0,5mm, 1mm, 2mm,
5mm und/oder kleiner als 60mm, 50mm, 25mm, 20mm, 15mm, 10mm, und/oder
c) dass die Antriebsturbinenräder (4-6; 25-27) unterschiedliche Schaufelhöhen aufweisen, wobei die Schaufelhöhe in Strömungsrichtung und/oder entgegen der Absprührichtung des Rotationszerstäubers (38) zunimmt, und/oder
d) dass die Turbinenschaufeln (34) des Antriebsturbinenrades (4-6; 25-27) dazu ausgelegt sind, dass das
Antriebsfluid die Turbinenschaufeln (34) entgegen der Absprührichtung des Rotationszerstäubers (38) beströmt, oder
e) dass die Turbinenschaufeln (34) des Antriebsturbinenrades (4-6; 25-27) dazu ausgelegt sind, dass das
Antriebsfluid die Turbinenschaufeln (34) in der Absprührichtung des Rotationszerstäubers (38) beströmt.
4. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch
a) ein bestimmtes Verhältnis zwischen der Schaufelhöhe des Antriebsturbinenrades (4-6; 25-27) einerseits und dem Durchmesser der Turbinenwelle (2; 17) andererseits, wobei das Verhältnis größer ist 0,01, 0,012 oder 0,015 und/oder kleiner als 3, 2,5, 2, 1,5, 1 oder 0,5, und/oder
b) einen bestimmten Schaufelgrunddurchmesser, wobei der
Schaufelgrunddurchmesser konstant ist, und/oder
c) eine bestimmte Beschaufelungsdichte des Antriebsturbinenrades (4-6; 25-27), wobei die Beschaufelungsdichte größer ist als 15, 17 oder 19 Turbinenschaufeln (34) pro Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) und/oder kleiner als 80, 70 oder 60 Turbinenschaufeln (34) pro Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27), und/oder
d) dass die Antriebsturbinenräder (4-6; 25-27) unterschiedliche Beschaufelungsdichten aufweisen, und/oder e) dass die Beschaufelungsdichte der Antriebsturbinenräder
(4-6; 25-27) von einem Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) zum nächsten Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) in Strömungsrichtung zunimmt, oder
f) dass die Beschaufelungsdichte der Antriebsturbinenräder
(4-6; 25-27) von einem Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) zum nächsten Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) entgegen der Strömungsrichtung zunimmt.
5. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
a) dass das Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) als einteiliger oder mehrteiliger Ring ausgebildet ist, der lösbar auf der Turbinenwelle (2; 17) angeordnet ist, und/oder b) dass der Ring auf der Turbinenwelle (2; 17) festgeklemmt ist, insbesondere durch eine Presssitz oder durch aufschrumpfen, und/oder
c) dass die Turbinenschaufeln (34) des Antriebsturbinenra- des (4-6; 25-27) durch ein generatives Herstellungsverfahren hergestellt sind, und/oder
d) dass das Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) und die Turbinenwelle (2; 17) einstückig ausgebildet sind, insbesondere durch spanabhebendes Umformen eines Rohlings der Turbinenwelle (2; 17) .
6. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach Anspruch einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
a) dass ein Bremsturbinenrad (18) mit mehreren Turbinen- schaufeln (34) vorgesehen ist, wobei die Turbinenschaufeln (34) des Bremsturbinenrades (18) im Betrieb von einem Bremsfluid angeströmt werden können , um den Turbinenrotor abzubremsen, und/oder
b) dass das Bremsturbinenrad (18) für eine radiale Beströ- mung mit dem Bremsfluid ausgelegt ist, und/oder
c) dass das Bremsturbinenrad (18) ein Pelton-Turbinenrad ist, und/oder
d) dass das Bremsturbinenrad (18) in axialer Richtung zwischen zwei Lagerstellen (32, 33) oder außerhalb der La- gerstellen (32, 33) angeordnet ist, und/oder
e) dass das Bremsturbinenrad (18) einen wesentlich größeren Durchmesser aufweist als das Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) .
7. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27). nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Turbinenschaufeln (34) des Antriebsturbinenrads und/oder des Bremsturbinenrades (18) jeweils
a) ein symmetrisches Profil, b) ein halbsymmetrisches Profil,
c) ein S-Schlag-Profil oder
d) ein Keulenprofil aufweisen.
8. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
a) dass die Turbinenschaufeln (34) des Antriebsturbinenrads und/oder des Bremsturbinenrades (18) jeweils eine Vorderkante (35) aufweisen, die mit einem bestimmten Einlaufwinkel (ctiN) gegenüber der Rotationsachse (37) des Turbinenrotors ausgerichtet sind, und/oder
b) dass die Turbinenschaufeln (34) des Antriebsturbinenrads und/oder des Bremsturbinenrades (18) jeweils eine Hinterkante (36) aufweisen, die mit einem bestimmten Auslaufwinkel (α0ϋτ) gegenüber der Rotationsachse (37) des Turbinenrotors ausgerichtet ist, und/oder
c) dass die Summe aus dem Einlaufwinkel (αίΝ) und dem Auslaufwinkel (αουτ) größer ist als 90°, 100° oder 110° und/oder kleiner 160°, 150° oder 145°, und/oder
d) dass der Auslaufwinkel (α0υτ) mit einem Toleranzbereich von ±10° oder ±5° dem Einlaufwinkel (ccIN) entspricht, und/oder
e) dass der Auslaufwinkel (αουτ) größer ist als 55°, 60° oder 65° und/oder kleiner als 85°, 80° oder 75°.
9. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
a) dass der Turbinenrotor eine bestimmte spezifische Drehzahl ns aufweist, die sich nach folgender Formel be- rechnet: co ■ V0'5
ns =
e0,75
mit V: Volumetrischer Durchfluss am Eintritt [m3/s]
e: Spezifische Arbeit [J/kg]
ω: Rotationsgeschwindigkeit [rad/s] , und
b) dass die spezifische Drehzahl ns kleiner ist als 0,4 oder 0,3 und/oder größer als 0,07 oder 0,1.
10. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach Anspruch einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
a) dass die Turbinenwelle (2; 17) mehrere Lagerstellen
(32, 33) aufweist zur drehbaren Lagerung der Turbinenwelle (2; 17) in jeweils einem Lager, und
b) dass das Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) in axialer
Richtung zwischen den beiden Lagerstellen (32, 33) angeordnet ist.
11. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
a) dass die Lagerstellen (32, 33) der Turbinenwelle (2;
17) jeweils eine bestimmte Lagerlänge in axialer Rich- tung aufweisen, und
b) dass die Turbinenwelle (2; 17) einen bestimmten Wellendurchmesser aufweist, und
c) dass die Lagerlänge ein bestimmtes Verhältnis zu dem Wellendurchmesser aufweist, und
d) dass das Verhältnis größer ist als 0,6, 0,7 oder 0,8 und/oder kleiner als 1,4, 1,3 oder 1,2.
12. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach einem der vorherge henden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
a) dass die Turbinenwelle (2; 17) hohl ist und einen Welleninnendurchmesser aufweist, der ausreichend ist, um ein Farbrohr mit zwei Hauptnadeln und zwei Rückführungen aufzunehmen, und/oder b) dass die Turbinenwelle (2; 17) hohl ist und einen Welleninnendurchmesser aufweist, der ausreichend ist, um zwei Mischelemente für Zweikomponentenmaterial aufzunehmen, und/oder
c) dass die Turbinenwelle (2; 17) hohl ist und einen Welleninnendurchmesser von mehr als 18mm, 19mm oder 20mm und/oder weniger als 22mm, 21mm oder 20mm aufweist.
13. Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach einem der Ansprüche 9 bis 12, dadurch gekennzeichnet,
a) dass die Lagerstellen (32, 33) einen axialen Abstand von mehr als 3cm, 6cm oder 10cm aufweisen, und/oder b) dass die Turbinenwelle (2; 17) in axialer Richtung kürzer ist als 15cm, 14cm oder 13cm.
14. Antriebsturbine (1; 10) für einen Rotationszerstäuber (38) mit einem Turbinenrotor (17, 25, 26, 27) nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
15. Antriebsturbine (1; 10) nach Anspruch 14,
gekennzeichnet durch
a) eine bestimmte spezifische mechanische Antriebsleistung als Verhältnis zwischen der mechanischen Antriebsleistung einerseits und dem Volumenstrom des zugeführten Antriebsfluids andererseits, wobei die spezifische Antriebsleistung größer ist als 0,6 Wmin/Nl, 0,7 Wmin/Nl, 0,8 Wmin/Nl oder 0,9 Wmin/Nl, und/oder
b) eine bestimmte spezifische mechanische Antriebsleistung als Verhältnis zwischen der mechanischen Antriebsleis- tung einerseits und der Masse der Antriebsturbine (1;
10) andererseits, wobei das Verhältnis größer ist als 0,7W/g, 0,8W/g, 0,9W/g oder lW/g und/oder kleiner als 2W/g, l,7W/g, l,6W/g, oder l,5W/g, und/oder c) eine bestimmte spezifische mechanische Antriebsleistung als Verhältnis zwischen der mechanischen Antriebsleistung einerseits und dem Bauraum der Antriebsturbine (1; 10) andererseits, wobei das Verhältnis größer ist l,5W/cm3, 2W/cm oder l,5 /cm und/oder kleiner als
10W/cm3, 6W/cm3, 4,5W/cm3, und/oder
d) eine mechanische Antriebsleistung von mehr als 1000W,
1200W, 1300W oder 1400 , und/oder weniger als 100kW, 50kW, 25kW, 10kW, 5kW oder 2kW, und/oder
e) einen thermischen Wirkungsgrad von mehr als 50%, 60% oder 70%, insbesondere bei einer Drehzahl zwischen 40000min"1 und 60000min"1 und einem Volumenstrom des Antriebsfluids zwischen 800Nl/min und 1200Nl/min, und/oder
f) eine spezifische mechanische Antriebsleistung von mehr als 0,1, 0,2 0,3 oder 0,4W/mbar als Verhältnis zwischen der mechanischen Antriebsleistung einerseits und der Druckdifferenz zwischen Einlass und Auslass andererseits .
16. Antriebsturbine (1; 10) nach einem der Ansprüche 14 bis 15, dadurch gekennzeichnet,
a) dass die Antriebsturbine (1; 10) einen Umlenkring (9;
14) aufweist, um das Antriebsfluid umzulenken, wobei das Antriebsfluid quer, insbesondere rechtwinklig, zur
Absprührichtung des Rotationszerstäubers (38) in den Umlenkring (9; 14) eintritt und entgegen der Absprührichtung des Rotationszerstäubers (38) aus dem Umlenkring (9; 14) austritt, um das Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) anzuströmen, und/oder
b) dass das Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27) einen ringförmigen Durchströmungsquerschnitt aufweist und der Umlenkring (9; 14) das Antriebsfluid gleichmäßig über den gesamten Durchströmungsquerschnitt verteilt, und/oder c) dass der Umlenkring (9; 14) einen integrierten und/oder einstückig angeformten Stator aufweist, und/oder d) dass der Umlenkring (9; 14) eine Abdichtung bildet oder eine separate Dichtung enthält, um einen Ringspalt zwischen dem Umlenkring (9; 14) und der Turbinenwelle (2; 17) zu dem Glockenteller (3; 39) hin abzudichten.
17. Antriebsturbine (1; 10) nach einem der Ansprüche 14 bis
16, gekennzeichnet durch
a) ein Turbinengehäuse (11) und
b) mindestens eine Lenkluftleitung zur Versorgung eines Lenkluftrings mit Lenkluft zur Formung des von dem Rotationszerstäuber (38) abgegebenen Sprühstrahls, wobei die Lenkluftleitung mindestens teilweise durch das Turbinengehäuse (11) hindurch geführt ist.
18. Antriebsturbine (1; 10) nach einem der Ansprüche 14 bis
17, gekennzeichnet durch
a) eine Lagereinheit zur drehbaren Lagerung des Turbinenrotors und
b) ein Farbrohr zur Zuführung des zu applizierenden Be- schichtungsmittels , wobei das Farbrohr durch die hohle Turbinenwelle (2; 17) hindurchragt und an der Lagereinheit befestigt ist, insbesondere durch eine Verschrau- bung, und/oder
c) eine justierbare Zentriereinrichtung zur Zentrierung des Farbrohrs in der hohlen Turbinenwelle (2; 17) .
19. Antriebsturbine (1; 10) nach einem der Ansprüche 14 bis
18, gekennzeichnet durch eine Zwischenhülse (12) zur Aufnahme eines Radiallagers (13) und/oder des Umlenkrings (9; 14) und/oder eine Teils des Turbinenrotors.
20. Antriebsturbine (1; 10) nach Anspruch 19,
dadurch gekennzeichnet,
a) dass ein Turbinengehäuse (11) vorgesehen ist, wobei das Turbinengehäuse (11) aus Kunststoff besteht, während die Zwischenhülse (12) aus Metall, insbesondere Aluminium, besteht, und/oder
b) dass die Zwischenhülse (12) den Umlenkring (9; 14) mit dem Antriebsfluid speist, und/oder
c) dass die Zwischenhülse (12) das Antriebsfluid umlenkt, wobei das Antriebsfluid in der Absprührichtung in die
Zwischenhülse (12) eintritt und quer, insbesondere rechtwinklig, zur Absprührichtung nach innen aus der Zwischenhülse (12) austritt und in den Umlenkring (9; 14) übertritt.
21. Antriebsturbine (1; 10) nach einem der Ansprüche 14 bis
20, gekennzeichnet durch mindestens einen Statorring (7, 8 ; 28, 29) mit mehreren Leitschaufeln, wobei der Statorring (7, 8; 28, 29) die Turbinenwelle (2; 17) ringförmig umgibt und ortsfest angeordnet ist.
22. Antriebsturbine (1; 10) nach einem der Ansprüche 14 bis
21, dadurch gekennzeichnet,
a) dass die Antriebsturbine (1; 10) einen Lagerflansch
(20) aufweist, um die Antriebsturbine (1; 10) mechanisch und fluidisch mit einem Rotationszerstäuber (38) zu verbinden, in den die Antriebsturbine (1; 10) eingebaut wird, und/oder
b) dass der Lagerflansch (20) anschlussseitig eine erste Anschlussebene (El) und eine zweite Anschlussebene (E2) aufweist, und/oder
c) dass die erste Anschlussebene (El) des Lagerflanschs
(20) axial von der zweiten Anschlussebene (E2)
beabstandet ist, und/oder d) dass die erste Anschlussebene (El) des Lagerflanschs (20) proximal und die zweite Anschlussebene (E2) distal angeordnet ist, und/oder
e) dass die erste Anschlussebene (El) des Lagerflanschs
(20) alle Zuluft-Anschlüsse (LL1-LL3 , ML1-ML2, BR1,
MLL1) für Luft Zuführungen enthält, insbesondere für Lenkluft, Antriebsluft, Lagerluft und Bremsluft, und/oder
f) dass die zweite Anschlussebene (E2) des Lagerflanschs
(20) alle Abluft-Anschlüsse (AL_ LL1, AL_ML, AL_BR1) für Luftrückführungen enthält, und/oder
g) dass die erste Anschlussebene (El) des Lagerflanschs
(20) im Wesentlichen in Form eines Rings ausgebildet ist, wobei die Zuluft-Anschlüsse (LL1-LL3, ML1-ML2, BR1, MLLl) in der Stirnfläche des Rings über den Ring verteilt angeordnet sind, und/oder
h) dass die Abluft-Anschlüsse (AL_MLL1, AL_ML, AL_BR1) in der zweiten Anschlussebene (E2) im Wesentlichen mittig innerhalb des Rings der ersten Anschlussebene (El) an- geordnet sind, und/oder
i) dass die zweite Anschlussebene (E2) des Lagerflanschs
(20) eine Passfedernut aufweist zur Aufnahme einer farbrohrseitig montierten Passfeder (PF) zur Verdrehsicherung und Zentrierung eines Farbrohrs, und/oder j) dass die zweite Anschlussebene (E2) des Lagerflanschs
(20) mindestens einen Gewindeeinsatz (GWE_T, GWE_FR) aufweist zum Befestigen eines Farbrohrs, und/oder k) dass die zweite Anschlussebene (E2) des Lagerflanschs
(20) an ihrer distalen Seite eine im Wesentlichen plane Auflagefläche aufweist, und/oder
1) dass der Lagerflansch (20) mindestens eine Durchführbohrung (LWL) aufweist, insbesondere in der zweiten Anschlussebene, zur Durchführung eines Lichtwellenleiters zur Drehzahlerfassung der Antriebsturbine, und/oder m) dass der Abluft-Anschluss (AL_MLL1, AL_BR1) für Bremsluft und/oder Lagerluft gegenüber den anderen Abluft- Anschlüssen (AL_ML) radial nach außen versetzt sind, und/oder
n) dass der Abluft-Anschluss (AL_ML) für Antriebsluft einen wesentlich größeren Querschnitt aufweist als die anderen Abluft-Anschlüsse (AL_MLL1, AL_BR1 ) , und/oder o) dass die erste Anschlussebene (El) des Lagerflanschs
(20) einen axial ausgerichteten Passstift und/oder eine axial ausgerichtete Aufnahmebohrung für einen Passstift aufweist, um die Antriebsturbine zu positionieren, und/oder
p) dass die Zuluft-Anschlüsse (LL1-LL3, L1-ML2, BR1,
MLL1) und/oder die Abluft-Anschlüsse (AL_MLL1, AL_ML, AL_BR1) durch eine Axialdichtung abgedichtet sind.
23. Zwischenhülse (12), Lagereinheit, Antriebsturbinenrad (4-6; 25-27), Umlenkring (9; 14), Statorring (7, 8; 28, 29) oder Lagerflansch (20) nach einem der vorhergehenden Ansprüche 19 oder 20 als einzelnes Bauteil.
24. Rotationszerstäuber (38) mit einer Antriebsturbine (1; 10) nach einem der Ansprüche 14 bis 21.
25. Verwendung einer Axialturbine zum Antrieb eines Rotationszerstäubers (38).
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