WO2001012994A1

WO2001012994A1 - Getriebeanordnung für einen mehrstufigen turboverdichter

Info

Publication number: WO2001012994A1
Application number: PCT/EP2000/007839
Authority: WO
Inventors: Carsten Ulbrich
Original assignee: Man Turbomaschinen Ag Ghh Borsig
Priority date: 1999-08-13
Filing date: 2000-08-11
Publication date: 2001-02-22
Also published as: DE19938492A1

Abstract

Eine Getriebeanordnung für einen mehrstufigen Getriebe-Turboverdichter oder einem Kombi-Getriebe-Turboverdichter hat ein Doppelantriebszahnrad, bestehend aus einem Hauptantriebszahnrad (2) mit grösserem Zahnmodul und einen Sekundärzahnkranz (3) mit wesentlichen kleinerem Zahnmodul. Um das Doppelantriebszahnrad verteilt sind mehrere Ritzelwellen angeordnet, deren Ritzel mit dem Hauptantriebszahnrad (2) oder mit dem Sekundärzahnkranz (3) kämmen und den entsprechenden grösseren bzw. kleineren Zahnmodul haben. Die mit dem Sekundärzahnkranz (3) kämmenden Ritzel haben wesentlich kleineren Durchmesser und werden somit mit wesentlich höherer Drehzahl angetrieben als die mit dem Hauptantriebszahnrad (2) kämmenden Ritzelwellen. Die freien Enden der Ritzelwellen tragen die Laufräder der entsprechenden Verdichterstufe, die somit mit einer dem jeweiligen Druckverhältnis und Volumenstrom der betreffenden Verdichterstufe angepassten Drehzahl angetrieben werden.

Description

Getriebeanordnung für einen mehrstufigen Turboverdichter Die Erfindung betrifft eine Getriebeanordnung, insbesondere ein einstufiges Doppelgetriebe, zum Antreiben eines mehrstufigen angetriebenen Turboverdichters, und einen mit dem Getriebe ausgerüsteten sogenannten Getriebe-Turboverdichter.

Bekannte Turboverdichter (DE-PS 9 74 418, DE-OS 21 15 331, Dubbel Taschenbuch für den Maschinenbau 14. Auflage, 1981, Seiten 920-921) weisen vier Verdichterstufen auf, deren Laufräder paarweise auf zwei Ritzelwellen angeordnet und über ein zentrales Antriebszahnrad eines einstufigen Getriebes angetrieben sind.

Aus der DE-OS 37 07 922 ist ein Getriebe-Turboverdichter bekannt, bei dem zwischen der Antriebswelle und der die Ver dichterlaufräder tragenden Ritzelwelle ein Zwischenzahrad angeordnet ist. Dieses Zwischenzahnrad dient der Überbrückung eines grossen Achsabstandes zwischen der Antriebswelle und der Ritzelwelle, so dass bei kleinen Schwungmassen eine niedrige Drehzahl in eine sehr hohe Drehzahl übersetzt werden kann. Die US-PS 23 13 205 zeigt ein Getriebe für einen Turboverdichter, das zwei auf einer Welle angeordnete Zahn räder unterschiedlichen Durchmessers enthält, über die die Antriebswelle mit der Verdichterwelle verbunden ist.

Die DE 40 03 482 C2 und die EP 0 440 902 Bl zeigen einen Getriebe-Turboverdichter mit einem zweistufigen Getriebe, das ein Doppelzwischenzahnrad enthält, wobei ein kleineres Zahnrad und ein etwas grösseres Zahnrad gemeinsam auf eine Welle aufgeschrumpft und dadurch zu einer Einheit verbunden sind.

Das kleinere Zahnrad weist den grösseren Zahnmodul und steht mit dem Hauptantriebszahnrad in Eingriff, von dem zweit Ritzelwellen 1 und 2 angetrieben werden. Das grössere Zahnrad hat einen wesentlich kleineren Zahnmodul und treibt drei Ritzelwellen 3,4 und 6 an.

Die Höhe des erreichbaren Wirkungsgrades eines Turbo-verdichters hangt davon ab, ob die dimensionslose"Spezifische Drehzahl"cy jeder einzelnen Verdichterstufe im Optimalbereich gehalten werden kann trotz starker VolumenstromÅande- rungen infolge der Verdichtung von Verdichterstufe zu Verdichterstufe.
EMI2.1

EMI2.2

Die spezifische Drehzahl jeder einzelnen Verdichterstufe ist gemäss der angeschriebenen Beziehung von der sekundlichen Drehzahl nS, dem Eintrittsvolumenstrom V und der Grösse Y ab hängig, wobei Yaus den Gasdaten Cp, der Eintrittstemperatur TE und vor allem aus dem Druckverhältnis PA/PE der Verdichterstufe berechnet wird. In der Regel verändert sich das Stufendruckverhältnis nur wenig oder kann konstant sein, der Eintrittsvolumenstrom V verändert sich jedoch durch die Verdichtung von Stufe zu Stufe stark. Um die spezifische Drehzahl, und damit den Stufenwirkungsgrad, im Optimalbereich zu halten, muss die Drehzahl von Stufe zu Stufe oder spätestens nach zwei Stufen erhöht werden.

Steigende Stufendruckverhältnisse sind untrennbar mit steigenden Strömungsgeschwindigkeiten gekoppelt. Bei Annäherung an die Schallgeschwindigkeit nehmen die Srömungsverluste stark zu und somit der Wirkungsgrad ab, die Stufendruckverhältnisse sind daher begrenzt. Turboverdichter für hohe Druckverhältnisse erfordern entsprechend viele Verdichterstufen. Für ein Druckverhältnis von PA/PE = 60 sind z. B. sechs bis sieben Verdichterstufen, für PA/PE = 90 mindestens acht Verdichterstufen und Druckverhältnisse PA/PE = 180-200 mindestens zehn Vordichterstufen erforderlich.

In Turboverdichtern dieser Gattung haben die ersten Stufen mässige Dreh zahlen, während die letzten Stufen sehr hohe Drehzahlen erfordern.

Es ist also zwangsläufig, dass neben normalen Übersetzungs- verhältnissen auch sehr grosse Übersetzungsverhältnisse in einem Getriebe realisiert werden müssen. Ahnliche Verhält- nisse liegen vor, wenn zwei oder gar drei Turboverdichter zu einer Einheit zu einem sogenannten Kombiverdichter zusammengefasst werden. Da diese in der Regel verschieden gro sse Volumenströme verdichten, welche möglicherweise erheblich voneinander abweichen, ergibt sich auch hier die Notwendigkeit, neben normalen Übersetzungsverhältnissen auch grosse Übersetzungen in ein und demselben Getriebe technisch zu realisieren.

In DE 40 03 482 C2 und EP 0 440 902 B1 werden Getriebe Turboverdichter beschrieben, welche das geschilderte Problem durch Einbau eines Doppel-Zwischenzahnrades lösen, wobei die beiden zu einer Einheit zusammengefassten Zahnräder stark verschiedene Zahnmodule aufweisen. Das Getriebe ist dadurch zwangsweise zweistufig.

Diese Lösung enthält folgende Nachteile : Das Zwischenzahnrad erfordert eine separate Lagerung (axial u. radial), wobei die Lagerzapfen mit etwa der doppelten Antriebsdrehzahl (oder mehr) umlaufen. Ausserdem addieren sich bei einem Zwischenrad die An-und Abtriebszahnkräfte und verstärken die Lagerbelastung. Die relativ hohen Umfangsgeschwindigkeiten erzeugen erhebliche mechanische Zusatzverluste. Das mit dem Hauptantriebszahnrad in Eingriff stehende Zahnrad des Doppelzwischenrades hat die gleiche Umfangsgeschwindigkeit wie das Hauptantriebszahnrad.

Das zweite mit dem kleineren Zahnmodul hat eine höhere Umfangsgeschwindigkeit und erzeugt wie die Lagerung zusätzliche mechanische Verluste. Der Bauaufwand für das Getriebegehäuse, inklusive der Ölzuführung für das Zwischenzahnrad, ist erheblich höher.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Getriebeanordnung für einen Turboverdichter für hohe Druckverhältnisse mit optimalen Wirkungsgraden oder für Kombi-Turboverdichter mit stark differierenden Volumenströmen mit optimalen Wirkungsgraden zu bauen, und zwar ohne die Verwendung eines Doppel Zwischenzahnrades gemäss DE 40 03 482 C2 und EP 0 440 902 Cl.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.

Durch Aufschrumpfen eines Sekundärzahnkranzes auf eine seitlich angeordnete zylindrische Fläche des Hauptantriebszahnrades, wobei der Sekundärzahnkranz einen wesentlich kleineren Zahnmodul aufweist als das Hauptantriebszahnrad, wodurch dessen Zähnezahl erhöht wird, wird ein integrales Getriebe für Turboverdichter geschaffen, welches neben mä- ssigen Drehzahlen für die ersten Verdichterstufen gleichzeitig sehr hohe Drehzahlen für die kleineren Verdichterstufen realisiert.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird anhand der Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigt : Fig. 1 ein integrales Getriebe für einen mehrstufi gen Turboverdichter in vereinfachter perspek tivischer Darstellung ; Fig. 2 perspektivisch das Getriebe gemäss Fig. 1 ohne
Gehäuse ; Fig. 3 das Getriebe gemäss Fig. 1 in Frontansicht, und ein Detail desselben ; Fig. 4 und 5 Schnitte durch das Getriebe gemäss der
Schnittlinien A-A bzw. B-B von Fig. 3.

Die Zeichnungen stellen ein integrales Geriebe für einen mehrstufigen Turboverdichter oder für eine Kombi-Turboverdichter dar. Über die Antriebswelle (1) werden ein Hauptantriebszahnrad (2) und ein darauf aufgeschrumpftes Sekundär- zahnrad (3) angetrieben. Der Fusskreis des Sekundärzahnrades (3) ist grösser als der Kopfkreis des Hauptantriebszahnrades (2). Der Zahnmodul des Sekundärzahnrades (3) ist wesentlich kleiner als der Zahnmodul des Hauptantriebszahnrades (2), dementsprechend ist die Zähnezahl von (3) wesentlich grösser als die Zähnezahl von (2). Die Ritzel der Ritzelwellen (4) und (5) stehen mit dem Hauptantriebszahnrad (2) im Eingriff, die Ritzel der Ritzelwellen (6) und (7) kämmen mit dem Sekundarzahnkranz (3).

Die Ritzel der Ritzelwellen (6) und (7) haben nicht nur einen wesentlichen kleineren Zahnmodul, sonderen auch einen wesentlich kleineren Durchmesser als die mit dem Hauptantriebszahnrad (2) kämmenden Ritzel der Ritzelwellen (4) und (5). Dadurch ist es möglich, die Ritzelwellen (6) und (7) mit sehr viel höheren Drehzahlen anzutreiben als die Ritzelwellen (4) und (5). Die freien Enden der Ritzelwellen (4) bis (7) können z. B. mit den Laufrädern eines sieben-oder achtstufigen Getriebeturboverdichters bestückt werden, wobei alle Laufrälder im optimalen Bereich ihrer spezifischen Drehzahl arbeiten. Ein solcher Turboverdichter weist einen optimalen Wirkungsgrad auf.

Ebenso können die Ritzelwellen (4) und (5) mit den Laufrädern eines drei-oder vierstufigen Basisverdichters besetzt sein, und die Ritzelwellen (6) und (7) die Laufräder eines zweiten unabhängigen Verdichters tragen, wobei der Volumenstrom des zweiten Verdichters kleiner ist als der des Basisverdichters.

Die Ritzel der Ritzelwellen (4) und (5), deren Zahnmodul dem des Hauptantriebszahnrades (2) entspricht, können jeweils gleichen Durchmesser aufweisen und daher mit gleicher Drehzahl umlaufen. Vorzugsweise, und wie in der Zeichnung dargestellt, haben aber die Ritzel der Ritzelwellen (4) und (5) unterschiedlichen Durchmesser und damit unterschiedliche Zähnezahl, so dass sie mit unterschiedlicher Drehzahl umlaufen. Entsprechendes gilt für die Ritzelwellen (6) und (7).

Es ergeben sich logischerweise weitere Kombinationen, z. B.

Basisverdichter drei-oder vierstufig, erster Zusatzverdichter zweistufig, zweiter Zusatzverdichter zweistufig, Basisverdichter zweistufig, erster Zusatzverdichter zweistufig, zweiter Zusatzverdichter drei-oder vierstufig. Al- le denkbaren Kombinationen sind zulässig, sofern die spezifischen Drehzahlen der Verdichterstufen im Optimalbereich gehalten werden können. Kompromisse sind denbkbar, da die Herstellkosten für einen Kombiverdichter geringer sind als für Einzelverdichter.

Claims

Patentansprüche 1. Getriebeanordnung für einen mehrstufigen Turbokompressor, mit einem von einer Antriebswelle (1) angetriebenen Doppelzahnrad (2,3), das ein Hauptantriebszahnrad (2) und einen dazu koaxialen Sekundärzahnkranz (3) mit kleinerem Zahnmodul als das Hauptantriebszahnrad (2) aufweist, und mit mindestens zwei zum Doppelzahnrad (2,3) parallelachsigen Ritzelwellen (4,5,6,7), von denen jede ein Ritzel und mindestens ein Laufrad einer Verdichterstufe trägt, wobei das Ritzel mindestens einer Ritzelwelle (4,5) den gleichen Zahnmodul wie das Hauptantriebszahnrad (2) hat und mit diesem kämmt, und das Ritzel mindestens einer anderen Ritzelwelle (6,7) den gleichen, kleineren Zahnmodul wie der Sekundärzahnkranz (3) hat und mit diesem kammt.

2. Getriebeanordnung nach Anspruch 1, dadurch g e- k e n n z e i c h n e t, dass der Sekundärzahnkranz (3) einen grösseren Aussendurchmesser als das Hauptantriebszahnrad (2) hat.

3. Getriebeanordnung nach Anspruch 2, dadurch g e- k e n n z e i c h n e t, dass der Fusskreis des Sekundär- zahnkranzes (3) gleich oder grösser als der Kopfkreis des Hauptantriebszahnrades (2) ist.

4. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass das Ritzel der oder jeder vom Sekundärzahnkranz (3) angetriebenen Ritzelwelle (6,7) einen wesentlich kleineren Durchmesser hat als das Ritzel der oder jeder vom Hauptantriebszahnrad (2) angetriebenen Ritzelwelle (4,5).

5. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass mindestens zwei Ritzelwellen (4,5) mit dem Hauptantriebszahnrad (2) in Eingriff stehen und von diesem angetrieben sind.

6. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass mindestens zwei Ritzelwellen (6,7) mit dem Sekundärzahnkranz (3) in Eingriff stehen und von diesem angetrieben sind.

7. Getriebeanordnung nach Anspruch 5 oder 6, dadurch g ek e n n z e i c h n e t, dass die vom Hauptantriebszahnrad (2) angetriebenen Ritzelwellen (4,5) und/oder die vom Se kundärzahnkranz (3) angetriebenen Ritzelwellen (6,7) in jeweils gleichen Winkelabständen um den Umfang des Hauptantriebszahnrades (2) bzw. des Sekundärzahnkranzes (3) verteilt angeordnet sind.

8. Getriebeanordnung nach Anspruch 7, dadurch g ek e n n z e i c h n e t, dass zwei mit dem Hauptantriebszahnrad (2) kämmende Ritzelwellen (4,5) einander diametral gegenüberliegend angeordnet sind und dass zwei mit dem Sekundärzahnkranz (3) kämmende Ritzelwellen (5,6) einander diametral gegenüber und um 90 zu den mit dem Hauptantriebszahnrad (2) kämmenden Ritzelwellen (4,5) versetzt angeordnet sind.

9. Gertriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass das Doppelzahnrad zwei Sekundärzahnkränze aufweist, die beiderseits des Antriebszahnrades (2) angeordnet sind.

10. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass der Sekundarzahn- kranz (3) an dem Hauptantriebszahnrad (2) durch Aufschrumpfen auf eine zylindrische Fläche des Hauptantriebszahnrades (2) verbunden ist.