EP3542067B1 - Turbomaschine - Google Patents

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EP3542067B1
EP3542067B1 EP17800714.2A EP17800714A EP3542067B1 EP 3542067 B1 EP3542067 B1 EP 3542067B1 EP 17800714 A EP17800714 A EP 17800714A EP 3542067 B1 EP3542067 B1 EP 3542067B1
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EP
European Patent Office
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rotor
radial bearing
overhang
radial
rbp
Prior art date
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English (en)
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Rainer Gausmann
Chunsheng WEI
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Siemens Energy Global GmbH and Co KG
Original Assignee
Siemens AG
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Publication date
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    • F04D5/00—Pumps with circumferential or transverse flow

Definitions

  • the invention relates to a turbo machine, in particular a turbo compressor, comprising a rotor which is at least partially arranged in a housing and extends along an axis of rotation, the turbo machine having at least one radial bearing in which the rotor is radially supported on a radial bearing, the radial bearing is designed as an oil-lubricated plain bearing, the rotor in the axial area of the radial bearing point having a hollow chamber in a circumferential direction in the area of the outer 20% of the diameter of the radial bearing point of the rotor, which is located between a radially inner core area of the rotor in the area of the radial bearing point and the the area of the rotor located radially on the outside in the area of the radial bearing is thermally insulated.
  • the invention has therefore set itself the task of providing corresponding rotors of turbo machines with such thermal insulation at the bearing point, if such a measure is sensible.
  • radial, axial, tangential or circumferential direction each refer to the axis of the rotor, unless otherwise stated.
  • the radial bearing according to the invention can also be designed as a combined radial-axial bearing and in any case serves to support static and dynamic radial bearing forces.
  • the quotient is QLO naturally always less than 1 because the overhang OVH cannot be greater than the total length TLE of the rotor.
  • core area of the rotor used by the invention relates to that area which extends radially is located inside of the hollow chamber according to the invention for thermal insulation.
  • the core area is the essential component of the rotor in the area of the radial bearing for the absorption of static and dynamic forces.
  • the hollow chamber in the area of the radial bearing weakens the rotor cross section, so that the essential strength properties are determined by the core area.
  • a preferred embodiment of the hollow chamber consists in applying a sleeve to the rotor in the area of the radial bearing point, which sleeve defines the hollow chamber radially outward with a surface located radially on the inside.
  • This sleeve can have a recess on the radially inner surface and / or can be positioned via a corresponding recess on the rotor in the area of the radial bearing, so that the hollow chamber extends radially into the area of the sleeve and / or the core area of the rotor radially decimated.
  • the radial bearing is designed in such a way that a static bearing pressure is greater than 6 bar. It has been shown that such an arrangement has a particular tendency to develop the Morten effect.
  • the turbomachine is designed for a nominal operating state with a circumferential speed> 60 m / s on the outermost circumference of the bearing journal (section of the shaft or of the rotor in the area of the radial bearing).
  • the nominal operating state refers to the existence of those operating parameters of the machine with which the operation takes place most of the time.
  • the invention is used with particular advantage when the protruding first shaft end has a coupling, the mass of the coupling being at least 2% of the total mass of the rotor. For such an arrangement, a measure against the Morten effect is extremely useful.
  • the use of the invention is particularly preferred when the weight of the overhang mass is at least 12% of the bearing load of the radial bearing. Furthermore, the use of the invention is particularly expedient when the overhang has a center of mass that is closer to the axial end of the rotor than to the axial center point of the radial bearing.
  • the use of the invention is particularly useful if the rotor is designed for nominal operation in such a way that at nominal speed an imbalance centrifugal force of the overhang at 1 ° bend on the radial bearing is at least 60% of the static bearing force in the radial bearing.
  • a radial height of the hollow chamber is less than 10%, preferably less than 5% of the rotor diameter at the radial bearing position.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a turbo machine according to the invention, namely a turbo compressor TCO.
  • the longitudinal section is shown as a simple line drawing, with a rotor R and a housing CAS that partially surrounds the rotor R.
  • the rotor R carries three rotating impellers, namely a first impeller IMP1, a second impeller IMP2 and a third impeller IMP3.
  • the rotor R extends along a rotor axis X and is mounted radially by means of two radial bearings RB.
  • the radial bearing RB arranged on the left is designed as a fixed bearing and accordingly has a connected axial bearing, which is not shown in further detail.
  • This radial bearing supports the rotor R between a first shaft end RN1 and the rest of the rotor R.
  • the radial bearing RB on the right divides the rotor by means of this radial bearing into a second shaft end RN2 and the rest of the rotor R.
  • the radial bearing RBP of the left-hand radial bearing RB is on the right arranged by the first impeller IMP1, so that the first impeller IMP1 is designed as an overhang and accordingly as part of an overhang OVH of the rotor R.
  • a coupling CP for coupling to other rotary machines, for example a drive.
  • a coupling CP ' (optionally designed here) can also be provided on the second shaft end RN2.
  • the rotor R has the total length TLE and the overhang OVH has an overhang length OVL.
  • the overhang OVH also has an overhang mass OVM, which is in a certain ratio to the total mass TMS of the rotor R.
  • a bearing load BLO and a static bearing pressure SBP resulting from the bearing load BLU are shown by way of example on the left radial bearing RB.
  • the outermost circumference CMX of the rotor R is also shown schematically on the first impeller IMP1, at which the maximum circumferential speed RSP results in the circumferential direction CDR in a nominal operation.
  • FIG Figure 2 shows details of the formation of a thermally insulating cavity at the radial bearing point RBP of the left radial bearing RB in FIG Figure 1 .
  • the hollow chamber CAV is formed here by means of a sleeve SLV which is shrunk onto the first shaft end RN1 in the area of the radial bearing RBP.
  • a radial recess with the radial height RHT is located axially between two shrink seats of the sleeve SLV on the radial inside of the sleeve SLV.
  • the rotor R has a rotor diameter RDM, the radial height RHT of the hollow chamber being less than 10%, preferably less than 5% of the rotor diameter RDM. In this way the desired thermal insulation effect is achieved.
  • Figure 3 shows schematically a bend of the first shaft end RN1 by an angle ⁇ in the area of the radial bearing RBP, so that the center of mass MSPOV of the overhang OV (to be distinguished from the center of mass MSP of the entire rotor R and the eccentricity EXT of the center of mass MSP to the rotor axis X) eccentric about an eccentricity EXT2 relocated.
  • a centrifugal force CFF results due to the resulting imbalance.
  • the radial bearing RB is designed in such a way that a static bearing pressure SBP> 6 bar.
  • the turbomachine is designed for a nominal operating state with a circumferential speed RSP RSP> 60 m / s on the outermost circumference CMX of the rotor R.
  • the radial bearing RB is designed for isentropic storage.
  • the protruding first shaft end RN1 has a coupling CP, the mass of the coupling CP being at least 2% of the total mass TMS of the rotor R.
  • the weight of the overhang mass OVM is at least 12% of the bearing load BLO of the radial bearing RB.
  • the overhang has a center of mass, the center of mass of the overhang being closer to the axial end of the rotor R than to the axial center of the radial bearing RB.
  • the rotor R is designed for nominal operation in such a way that at nominal speed NN an imbalance centrifugal force of the overhang at 1 ° bend on the radial bearing RB is at least 60% of the static bearing force in the radial bearing RB.
  • a radial height RHT of the hollow chamber CAV is less than 10%, preferably less than 5% of the rotor diameter RDM at the radial bearing position RBP.
  • the bearing RB has a relative eccentricity EXT of EXT ⁇ 0.1.
  • Figure 4 shows a schematic axial sectional view of the rotor R or the shaft of the rotor R in the area of the left axial bearing RB.
  • the rotor R is in the Figure 4 shown in a rotation RED with respect to the stationary radial bearing RB.
  • the rotor R extends axially in the direction of the rotor axis X.
  • the radial bearing RB has a radial center point X '.
  • the representation of the Figure 4 shows a specific axial section which reproduces geometric parameters which are averaged in the axial direction over the length of the radial bearing RB.
  • the radial bearing RB has a radial bearing radius RAB with regard to the inner surface of the sliding surfaces.
  • the rotor R has a radius RAJ.
  • the radius of the rotor RAJ is designed to be smaller than the radius of the bearing RAB.
  • the rotor R is positioned in the radial bearing RB in a specific radial position.
  • the axis of rotation X and the radial center point X 'of the radial bearing RB are on one axis of the axes LOC.
  • the minimum radial play HMIN is also referred to here as OFT.
  • the radial play between the surface of the rotor R and the sliding surface of the radial bearing RB is designated as H with a function of the circumferential position AAG (which is given here as an angle).
  • the distance between the rotor axis X and the radial center X 'of the radial bearing RB is the eccentricity E. This is calculated in combination with the theoretical radial play (Difference between the radius of the bearing RAB and the radius of the rotor RAJ) is the relative eccentricity.

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Description

  • Die Erfindung betrifft eine Turbomaschine, insbesondere Turboverdichter, umfassend einen Rotor, der zumindest teilweise in einem Gehäuse angeordnet ist und sich entlang einer Rotationsachse erstreckt, wobei die Turbomaschine mindestens ein Radiallager aufweist, in dem der Rotor an einer Radiallagerstelle radial gelagert ist, wobei das Radiallager als ölgeschmiertes Gleitlager ausgebildet ist, wobei der Rotor im Axialbereich der Radiallagerstelle eine sich ringförmig in einer Umfangsrichtung im Bereich der äußeren 20% des Durchmessers der Radiallagerstelle des Rotors befindliche Hohlkammer aufweist, die zwischen einem radial innen befindlichen Kernbereich des Rotors im Bereich der Radiallagerstelle und dem radial außen befindlichen Bereich des Rotors im Bereich der Radiallagerstelle thermisch isoliert.
  • Aus der EP 983 448 B1 ist bereits eine Rotorwelle für Turbomaschinen bekannt, bei der eine thermisch isolierende Hohlkammer im Bereich einer radialen Lagerung vorgesehen ist.
  • Es hat sich gezeigt, dass nicht bei allen Turbomaschinen eine derartige Maßnahme zur Vermeidung des Morten-Effekts gleich sinnvoll ist. Die mit dieser Maßnahme einhergehende Vergrößerung des Durchmessers im Radiallagerbereich verändert ungewollt die Rotordynamik ohne im gleichen Maße positive Verbesserungen für die Wellenfestigkeit zu bewirken. Der zusätzliche Fertigungsaufwand und der größere benötigte Bauraum der Anordnung sind ebenfalls unerwünscht. Andererseits ist diese Maßnahme in bestimmten Fällen eine sehr gute Möglichkeit, die Laufruhe der Maschine zu verbessern, Betriebszustände zu realisieren, die ansonsten nicht möglich wären oder auch Schäden zu vermeiden. Grundsätzlich hat die Laufruhe der Maschine auch Auswirkungen auf den Spielbedarf an z.B. Wellendichtungen und damit auch auf deren Dichtigkeit, so dass hier auch Verbesserungen im Wirkungsgrad erzielt werden können.
  • Die Erfindung hat es sich daher zur Aufgabe gemacht, entsprechende Rotoren von Turbomaschinen mit einer derartigen thermischen Isolierung an der Lagerstelle zu versehen, wenn eine derartige Maßnahme sinnvoll ist.
  • Zur Lösung der Aufgabe wird eine Anordnung der eingangs definierten Art vorgeschlagen mit den zusätzlichen Merkmalen des kennzeichnenden Teils des unabhängigen Anspruchs. Die jeweils rückbezogenen Unteransprüche beinhalten vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung.
  • Begriffe wie radial, axial, tangential oder Umfangsrichtung sind jeweils auf die Achse des Rotors bezogen, sofern dies nicht anders angegeben ist. Das Radiallager nach der Erfindung kann auch als kombiniertes Radial-Axiallager ausgebildet sein und dient jedenfalls zur Abstützung statischer und dynamischer Radiallagerkräfte.
  • Da nach der Erfindung ein erstes Wellenende des Rotors von der axialen Mitte der Radiallagerstelle aus um einen Überhang über die Radiallagerstelle hinaus ragt, wobei ein erster Quotient aus Überhang zu einer Gesamtlänge des Rotors QLO=OVH/TLE > 0,15 beträgt, ist der Quotient QLO naturgemäß stets kleiner als 1, weil der Überhang OVH nicht größer sein kann als die Gesamtlänge TLE der Rotors. Insofern handelt es sich nicht um ein einseitig offenes Intervall sondern um ein zumindest logisch technisch mittels einer oberen Schranke von 1 begrenztes Intervall. In der Praxis ist es im Sinne einer zweckmäßigen Weiterbildung sinnvoll von 0,5 > QLO=OVH/TLE > 0,15 auszugehen.
  • Der von der Erfindung benutzte Begriff "Kernbereich des Rotors" bezieht sich auf denjenigen Bereich, der sich radial innen von der erfindungsgemäßen Hohlkammer zur thermischen Isolierung befindet. Der Kernbereich ist hierbei der für die Aufnahme von statischen und dynamischen Kräften wesentliche Bestandteil des Rotors im Bereich der Radiallagerstelle. Die Hohlkammer in dem Bereich der Radiallagerstelle schwächt den Rotorquerschnitt, so dass die wesentlichen Festigkeitseigenschaften durch den Kernbereich bestimmt werden.
  • Eine bevorzugte Ausführungsmöglichkeit der Hohlkammer besteht darin, dass eine Hülse im Bereich der Radiallagerstelle auf den Rotor aufgebracht wird, die mit einer radial innen befindlichen Oberfläche die Hohlkammer nach radial außen hin definiert. Diese Hülse kann auf der radial innen befindlichen Oberfläche eine Aussparung aufweisen und/oder über eine entsprechende Aussparung an dem Rotor in dem Bereich der Radiallagerstelle positioniert werden, so dass die Hohlkammer sich radial in den Bereich der Hülse hinein erstreckt und/oder den Kernbereich des Rotors radial dezimiert.
  • Eine entscheidende Erkenntnis der Erfindung liegt darin begründet, dass eine Turbomaschine besonders vorteilhaft mit einer derartigen thermischen Isolierung im Bereich der Radiallagerstelle ausgestattet werden sollte, wenn ein erstes Wellenende des Rotors von der axialen Mitte der Radiallagerstelle aus um einen Überhang über die Radiallagerstelle hinausragt, wobei ein erster Quotient aus diesem axialen Überhang zu einer Gesamtlänge des Rotors größer als 0,15 ist. Diese Formulierung geht davon aus, dass auf einer Seite der Radiallagerstelle die Hauptmasse des Rotors angeordnet ist und auf der axial anderen Seite der Radiallagerstelle ein Überhang über die Radiallagerstelle hinaus ragt. Auf der Seite, auf der sich der größere Massenanteil des Rotors befindet, ist in einem gewissen Lagerabstand auch eine zweite Radiallagerstelle bzw. ein zweites Radiallager vorgesehen. In einer Gleichung lässt sich der obige Sachverhalt hinsichtlich der Längenverhältnismäßigkeit von Gesamtlänge zu Überhang derart ausdrücken: QLO = OVH / TLE > 0,15 ,
    Figure imgb0001
     wobei
    • QLO:
    1. Quotient
    OVH
    Überhang (in Längeneinheit, z. B. mm)
    TLE:
    Gesamtlänge (Längeneinheit, z. B. mm).
  • Eine vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass die axiale Erstreckung des Überhangs des Rotors eine Überhangmasse aufweist und der gesamte Rotor eine Gesamtmasse aufweist, wobei ein Quotient aus Überhangmasse zu Gesamtmasse > 0,06 ist. In einer Gleichung lässt sich dieser Sachverhalt wie folgt ausdrücken: QUT = OVM / TMS > 0,06 ,
    Figure imgb0002
     wobei
    • QUT:
    2. Quotient
    OVM:
    Überhangmasse (in kg)
    TMS:
    Gesamtmasse (in kg).
  • Eine weitere vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass das Radiallager derart ausgebildet ist, so dass eine statische Lagerpressung größer 6bar ist. Es hat sich gezeigt, dass eine derartige Anordnung besonders zu der Ausbildung des Morten-Effekts neigt.
  • Besonders zweckmäßig ist die Ausstattung einer Turbomaschine mit der definierten thermischen Isolierung, wenn die Anordnung aus Rotor und Radiallager eine relative Exzentrizität von mindestens 0,1 aufweist.
  • Hierbei meint der Begriff "relative Exzentrizität" den Abstand zwischen der radialen Mittelachse des Radiallagers und der Rotorachse an der Lagerstelle normiert auf das Radialspiel zwischen Rotor und Gleitlagerfläche des Radiallagers. Die Zusammenhänge sind aus der Figur 4 erkennbar und im Folgenden im Einzelnen erläutert. relative Exzentrizität ecb = e / Cb dimensionslos
    Figure imgb0003
     wobei:
    • RAJ =
    Radius des Rotors an dem Lager (gemittelt über die Axialerstreckung)
    RAB =
    Radius des Lagers bezogen auf die Gleitflächen(gemittelt über die Axialerstreckung)
    Cb =
    Radiales Spiel zwischen Rotor und Lager = RAB-RAJ
    h =
    Radiales Spiel als Funktion der Umfangsposition an der das Spiel gemessen wird
    hmin = MOFT =
    Minimales Öl-Film-Spiel
    e =
    Exzentrizität - der radiale Abstand zwischen der radialen Mitte des Lagers und der radialen Mitte der Rotors
    ecb = e/Cb =
    relative Exzentrizität - falls Null, ist der Rotor in dem Lager zentriert; falls ecb den Wert 1 erreicht, berührt der Rotor das Lager, so dass der Schwerpunkt des Rotors zu der Rotorachse exzentrisch liegt und dementsprechend eine Unwucht ausbildet.
  • Eine weitere vorteilhafte Weiterbildung sieht vor, dass die Turbomaschine für einen Nennbetriebszustand mit einer Umfangsgeschwindigkeit >60m/s am äußersten Umfang des Lagerzapfens (Abschnitt der Welle bzw. des Rotors im Bereich des Radiallagers) ausgebildet ist. Hierbei bezeichnet der Nennbetriebszustand das Vorliegen derjenigen Betriebsparameter der Maschine, mit denen der Betrieb die meiste Zeit stattfindet.
  • Besonders zweckmäßig ist eine Ausbildung des Radiallagers als eine isentrope Lagerung.
  • Mit besonderem Vorteil kommt die Erfindung zum Einsatz, wenn das überstehende erste Wellenende eine Kupplung aufweist, wobei die Masse der Kupplung mindestens 2% der Gesamtmasse des Rotors beträgt. Für eine derartige Anordnung ist eine Maßnahme gegen den Morten-Effekt äußerst zweckmäßig.
  • Besonders bevorzugt ist der Einsatz der Erfindung, wenn die Gewichtskraft der Überhangmasse mindestens 12% der Lagerlast des Radiallagers beträgt. Weiterhin ist der Einsatz der Erfindung besonders zweckmäßig, wenn der Überhang einen Massenschwerpunkt aufweist, der sich näher am axialen Ende des Rotors als am axialen Mittelpunkt des Radiallagers befindet.
  • Desweiteren ist der Einsatz der Erfindung besonders sinnvoll, wenn der Rotor für den Nennbetrieb derart ausgelegt ist, dass bei Nenndrehzahl eine Unwuchtfliehkraft des Überhangs bei 1° Biegung am Radiallager mindestens 60% der statischen Lagerkraft im Radiallager beträgt.
  • Erfindungsgemäß ist eine radiale Höhe der Hohlkammer kleiner als 10%, bevorzugt kleiner als 5% des Rotordurchmessers an der Radiallagerposition.
  • Im Folgenden ist die Erfindung anhand eines speziellen Ausführungsbeispiels unter Bezugnahme auf Zeichnungen näher verdeutlicht. Es zeigen:
    • Figur 1
    eine schematische stark vereinfachte Darstellung eines Turboverdichters nach der Erfindung
    Figur 2
    eine schematische Darstellung einer erfindungsgemäßen Hohlkammer im Längsschnitt,
    Figur 3
    eine schematische Darstellung einer erfindungsgemäßen Turbomaschine mit einer Biegung von 1% im Bereich des Radiallagers des Rotors.
    Figur 4
    eine schematische Darstellung der geometrischen Zusammenhänge an der Radiallagerstelle in einem Axialschnitt.
  • Figur 1 zeigt eine schematische Wiedergabe einer erfindungsgemäßen Turbomaschine, nämlich eines Turboverdichters TCO. Stark simplifiziert ist der Längsschnitt als einfache Strichzeichnung wiedergegeben, mit einem Rotor R und einem Gehäuse CAS, das den Rotor R teilweise umgibt. Der Rotor R trägt in diesem Beispiel drei rotierende Impeller, nämlich ein erstes Laufrad IMP1, ein zweites Laufrad IMP2 und ein drittes Laufrad IMP3.
  • Die Begriffe "rechts" und "links" werden hier nur mit Bezug auf die Zeichnungen verwendet. Tatsächlich kann die Anordnung auch umgekehrt sein, so dass links nur eine erste Seite und rechts die andere zweite Seite der Anordnung bezeichnen.
  • Der Rotor R erstreckt sich entlang einer Rotorachse X und ist radial mittels zweier Radiallager RB gelagert. Das links angeordnete Radiallager RB ist als Festlager ausgebildet und weist dementsprechend ein angeschlossenes Axiallager auf, das nicht im weiteren Detail dargestellt ist. Dieses Radiallager lagert den Rotor R zwischen einem ersten Wellenende RN1 und dem Rest des Rotors R. Das rechts angeordnete Radiallager RB teilt den Rotor mittels dieser Radiallagerstelle in ein zweites Wellenende RN2 und den Rest des Rotors R. Die Radiallagerstelle RBP des linksseitigen Radiallagers RB ist rechtsseitig von dem ersten Laufrad IMP1 angeordnet, so, dass das erste Laufrad IMP1 als Überhang und dementsprechend als Bestandteil eines Überhangs OVH des Rotors R ausgebildet ist. Am Ende des ersten Wellenendes RN1 befindet sich noch eine Kupplung CP zur Ankupplung an andere Rotationsmaschinen, beispielsweise einen Antrieb. Alternativ kann eine Kupplung CP' (hier optional ausgeführt) auch an dem zweiten Wellenende RN2 vorgesehen sein. Der Rotor R hat die Gesamtlänge TLE und der Überhang OVH weist eine Überhanglänge OVL auf. Der Überhang OVH weist darüber hinaus eine Überhangmasse OVM auf, die in einem bestimmten Verhältnis der Gesamtmasse TMS des Rotors R steht. Beispielhaft an dem linken Radiallager RB ist eine Lagerlast BLO eingezeichnet und eine statische Lagerpressung SBP resultierend aus der Lagerlast BLU. An dem ersten Impeller IMP1 ist ebenfalls schematisch der äußerste Umfang CMX des Rotors R eingetragen, an dem sich die maximale Umfangsgeschwindigkeit RSP in Umfangsrichtung CDR in einem Nennbetrieb ergibt.
  • Figur 2 zeigt Einzelheiten zu der Ausbildung eines thermisch isolierenden Hohlraums an der Radiallagerstelle RBP des linken Radiallagers RB in der Figur 1. Die Hohlkammer CAV wird hier mittels einer Hülse SLV ausgebildet, die auf das erste Wellenende RN1 im Bereich der Radiallagerstelle RBP aufgeschrumpft ist. Zwischen zwei Schrumpfsitzen der Hülse SLV befindet sich axial auf der radialen Innenseite der Hülse SLV eine radiale Ausnehmung mit der radialen Höhe RHT. Im Bereich der Radiallagerstelle RBP hat der Rotor R einen Rotordurchmesser RDM, wobei die radiale Höhe RHT der Hohlkammer kleiner als 10%, bevorzugt kleiner als 5% des Rotordurchmessers RDM ist. Auf diese Weise wird der gewünschte thermische Isoliereffekt erreicht.
  • Figur 3 zeigt schematisch eine Biegung des ersten Wellenendes RN1 um einen Winkel α im Bereich der Radiallagerstelle RBP, so dass der Massenschwerpunkt MSPOV des Überhangs OV (zu unterscheiden von dem Massenschwerpunkt MSP des gesamten Rotors R und die Exzentrizität EXT des Massenschwerpunkt MSP zu der Rotorachse X) sich exzentrisch um eine Exzentrizität EXT2 verlagert. In Folge der Exzentrizität des ersten Wellenendes RN1 ergibt sich eine Zentrifugalkraft CFF aufgrund der resultierenden Unwucht.
  • In den Figuren 1 und 3 ragt das erste Wellenende RN1 des Rotors R von der axialen Mitte der Radiallagerstelle RBP aus um den Überhang OVH über die Radiallagerstelle RBP hinaus, wobei ein erster Quotient QLO aus Überhang OVH zu einer Gesamtlänge TLE des Rotors R QLO=OVH/TLE > 0,15 beträgt.
  • Die axiale Erstreckung des Überhangs OVH des Rotors R weist eine Überhangmasse OVM auf und der gesamte Rotor R weist eine Gesamtmasse TMS auf, wobei ein zweiter Quotient QOT aus Überhangmasse OVM zu Gesamtmasse TMS QOT=OVM/TMS > 0,06 beträgt
  • Das Radiallager RB ist derart ausgebildet, dass eine statische Lagerpressung SBP > 6bar beträgt.
  • Die Turbomaschine ist für einen Nennbetriebszustand mit einer Umfangsgeschwindigkeit RSP RSP > 60m/s am äußersten Umfang CMX des Rotors R ausgebildet. Das Radiallager RB ist für eine isentrope Lagerung ausgebildet. Das überstehende erste Wellenende RN1 weist eine Kupplung CP auf, wobei die Masse der Kupplung CP mindestens 2% der Gesamtmasse TMS des Rotors R beträgt.
  • Die Gewichtskraft der Überhangmasse OVM beträgt mindestens 12% der Lagerlast BLO des Radiallagers RB.
  • Der Überhang weist einen Massenschwerpunkt auf, wobei der Massenschwerpunkt des Überhangs sich näher am axialen Ende des Rotors R als am axialen Mittelpunkt des Radiallagers RB befindet.
  • Der Rotor R ist für den Nennbetrieb derart ausgelegt, dass bei Nenndrehzahl NN eine Unwucht-Fliehkraft des Überhangs bei 1° Biegung am Radiallager RB mindestens 60% der statischen Lagerkraft im Radiallager RB beträgt.
  • In Figur 2 ist eine radiale Höhe RHT der Hohlkammer CAV kleiner als 10%, bevorzugt kleiner als 5% des Rotordurchmessers RDM an der Radiallagerposition RBP.
  • Das Lager RB weist eine relative Exzentrizität EXT von EXT < 0,1 auf.
  • Figur 4 zeigt eine schematische axiale Schnittdarstellung des Rotors R bzw. der Welle des Rotors R im Bereich des linken Axiallagers RB. Der Rotor R ist in der Figur 4 in einer Rotation ROT gegenüber dem stehenden Radiallager RB dargestellt. Der Rotor R erstreckt sich axial in Richtung der Rotorachse X. Das Radiallager RB weist einen radialen Mittelpunkt X' auf. Die Darstellung der Figur 4 zeigt einen spezifischen Axialschnitt, der geometrische Parameter wiedergibt, die in Axialrichtung über die Länge des Radiallagers RB gemittelt sind. Das Radiallager RB weist hinsichtlich der inneren Oberfläche der Gleitflächen einen Radiallagerradius RAB auf. Der Rotor R weist einen Radius RAJ auf. Der Radius des Rotors RAJ ist geringer ausgebildet als der Radius des Lagers RAB. Infolge der Rotation ROT positioniert sich der Rotor R in dem Radiallager RB in einer bestimmten Radiallage. In dieser Radiallage befinden sich die Rotationsachse X und der radiale Mittelpunkt X' des Radiallagers RB auf einer Achse der Achsen LOC. In Verlängerung der Achse der Achsen LOC befindet sich in diesem Betriebszustand ein minimales Radialspiel zwischen der Oberfläche des Rotors R und der Gleitfläche des Radiallagers RB. Das minimale Radialspiel HMIN ist hier auch als OFT bezeichnet. Im Allgemeinen ist das Radialspiel zwischen der Oberfläche des Rotors R und der Gleitfläche des Radiallagers RB als H bezeichnet mit einer Funktion der Umfangsposition AAG (die hier als Winkel angegeben ist). Der Abstand zwischen der Rotorachse X und der radialen Mitte X' des Radiallagers RB ist die Exzentrizität E. Hieraus errechnet sich in Kombination mit dem theoretischen Radialspiel (Differenz zwischen Radius des Lagers RAB und Radius des Rotors RAJ) die relative Exzentrizität.

Claims (11)

  1. Turbomaschine,
    insbesondere Turboverdichter (TCO),
    umfassend einen Rotor (R), der zumindest teilweise in einem Gehäuse (CAS) angeordnet ist und sich entlang einer Rotationsachse (X) erstreckt, wobei die Turbomaschine mindestens ein Radiallager (RB) aufweist, in dem der Rotor (R) an einer Radiallagerstelle (RBP) radial gelagert ist, wobei das Radiallager (RB) als ölgeschmiertes Gleitlager ausgebildet ist, wobei der Rotor (R) im Axialbereich der Radiallagerstelle (RBP) eine sich ringförmig in einer Umfangsrichtung (CDR) im Bereich der äußeren 20% des Durchmessers der Radiallagerstelle (RBP) des Rotors (R) befindliche Hohlkammer (CAV) aufweist, die zwischen einem radial innen befindlichen Kernbereich (COR) des Rotors (R) im Bereich der Radiallagerstelle (RBP) und dem radial außen befindlichen Bereich des Rotors (R) im Bereich der Radiallagerstelle (RBP) thermisch isoliert,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    ein erstes Wellenende (RN1) des Rotors (R) von der axialen Mitte der Radiallagerstelle (RBP) aus um einen Überhang (OVH) über die Radiallagerstelle (RBP) hinaus ragt, wobei ein erster Quotient (QLO) aus Überhang (OVH) zu einer Gesamtlänge (TLE) des Rotors (R) QLO=OVH/TLE > 0,15 beträgt,
    wobei eine radiale Höhe (RHT) der Hohlkammer (CAV) kleiner als 10% des Rotordurchmessers (RDM) an der Radiallagerposition (RBP) ist.
  2. Turbomaschine nach Anspruch 1,
    wobei die axiale Erstreckung des Überhangs (OVH) des Rotors (R) eine Überhangmasse (OVM) aufweist und der gesamte Rotor (R) eine Gesamtmasse (TMS) aufweist, wobei ein zweiter Quotient (QOT) aus Überhangmasse (OVM) zu Gesamtmasse (TMS) QOT=OVM/TMS > 0,06 beträgt.
  3. Turbomaschine nach mindestens einem der Ansprüche 1, 2,
    wobei das Radiallager (RB) derart ausgebildet ist, dass eine statische Lagerpressung (SBP) SBP > 6bar beträgt.
  4. Turbomaschine nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 3,
    wobei der Rotor (R) eine Exzentrizität (EXT) von EXT < 0,1 aufweist.
  5. Turbomaschine nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 4,
    wobei die Turbomaschine für einen Nennbetriebszustand mit einer Umfangsgeschwindigkeit (RSP) RSP > 60m/s am äußersten Umfang (CMX) des Rotors (R) ausgebildet ist.
  6. Turbomaschine nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 5,
    wobei das Radiallager (RB) für eine isentrope Lagerung ausgebildet ist.
  7. Turbomaschine nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 6,
    wobei das überstehende erste Wellenende (RN1) eine Kupplung (CP) aufweist, wobei die Masse der Kupplung (CP) mindestens 2% der Gesamtmasse (TMS) des Rotors (R) beträgt.
  8. Turbomaschine nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 7,
    wobei die Gewichtskraft der Überhangmasse (OVM) mindestens 12% der Lagerlast (BLO) des Radiallagers (RB) beträgt.
  9. Turbomaschine nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 8,
    wobei der Überhang einen Massenschwerpunkt aufweist, wobei der Massenschwerpunkt des Überhangs sich näher am axialen Ende des Rotors (R) als am axialen Mittelpunkt des Radiallagers (RB) befindet.
  10. Turbomaschine nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 9,
    wobei der Rotor (R) für den Nennbetrieb derart ausgelegt ist, dass bei Nenndrehzahl (NN) eine Unwucht-Fliehkraft des Überhangs bei 1° Biegung am Radiallager (RB) mindestens 60% der statischen Lagerkraft im Radiallager (RB) beträgt.
  11. Turbomaschine nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 10,
    wobei eine radiale Höhe (RHT) der Hohlkammer (CAV) kleiner als 5% des Rotordurchmessers (RDM) an der Radiallagerposition (RBP) ist.
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