WO2013124282A1 - Laufradseitenräume mit resonatoren bei radialen strömungsmaschinen - Google Patents

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WO2013124282A1
WO2013124282A1 PCT/EP2013/053304 EP2013053304W WO2013124282A1 WO 2013124282 A1 WO2013124282 A1 WO 2013124282A1 EP 2013053304 W EP2013053304 W EP 2013053304W WO 2013124282 A1 WO2013124282 A1 WO 2013124282A1
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impeller
impeller side
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turbomachine
radial
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PCT/EP2013/053304
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Sven KÖNIG
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Siemens Aktiengesellschaft
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    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
    • F01D5/04—Blade-carrying members, e.g. rotors for radial-flow machines or engines
    • F01D5/043—Blade-carrying members, e.g. rotors for radial-flow machines or engines of the axial inlet- radial outlet, or vice versa, type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C6/00—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas-turbine plants for special use
    • F02C6/04—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output
    • F02C6/10—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output supplying working fluid to a user, e.g. a chemical process, which returns working fluid to a turbine of the plant
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    • G10—MUSICAL INSTRUMENTS; ACOUSTICS
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/96—Preventing, counteracting or reducing vibration or noise
    • F05D2260/963—Preventing, counteracting or reducing vibration or noise by Helmholtz resonators

Definitions

  • the invention relates to a turbomachine, in particular a radial flow machine, such as a centrifugal compressor or a radial turbine, with an impeller with a disc member and an impeller side space, which is at least partially bounded by the disc element of the impeller and by an impeller side wall space.
  • a turbomachine in particular a radial flow machine, such as a centrifugal compressor or a radial turbine, with an impeller with a disc member and an impeller side space, which is at least partially bounded by the disc element of the impeller and by an impeller side wall space.
  • Such centrifugal compressors consist of a one
  • Compressor forming, about a rotation axis rotating impeller or with a - with respect to the axis of rotation of the impeller - axial inlet (impeller inlet) and a radical outlet (impeller outlet).
  • the impeller has with respect to the axis of rotation circumferentially arranged blades, which are bounded on the one hand by a wheel disc (disc element) and usually by a cover disc (disc member) and between which of a fluid to be compressed or fluid, for example, to be compacted Gas, flowed through impeller channels are formed.
  • the gas to be compressed flows axially into the impeller of
  • a diffuser is usually formed by two non-rotating rings forming an annular cavity or an annular space, which annular space radially adjoins the impeller outlet or which rings or annular walls / side surfaces radially adjoin the impeller outlet and perpendicular to the axis of rotation or to this at a very obtuse angle (radial annular walls / radial side surfaces).
  • the gas exiting the impeller is guided radially outward in this annular space between these two annular walls and reaches a collector.
  • both wheel disc side and cover disc side forms a gap between the impeller and the local wall / side surface, which opens or merges into a cavity or cavity (impeller side space) (Inlets in the impeller side rooms).
  • This impeller side space is limited on the one hand by the wheel disc (wheel disk side impeller side space) or cover disk (cover disk side impeller side space) of the impeller and on the other by an impeller side room wall opposite the wheel disk or cover disk of the impeller.
  • a part of the gas exiting from the impeller flows - as leakage flow - into this impeller side space, ie the wheel-side impeller side space and the impeller side impeller side space, and flows through the impeller side chambers radially inwards or counter to the flow through the impeller or under certain conditions Pressure conditions - also radially outward.
  • acoustic eigenmodes can be formed in fluid-filled cavities or cavities, which can be characterized by characteristic eigenmodes and associated eigenfrequencies. are characterized. Since fluids are continuums, there are infinitely many such eigenmodes.
  • the impeller side spaces of radial compressors represent such typical cavities for which these acoustic eigenmodes, which - in simplified terms - can each be characterized by a number of nodule diameters and a number of radial nodal lines, exist.
  • Structural eigenmodes or structural eigenmodes can also be formed in structures, such as in components, which - likewise - are characterized by their characteristic eigenmodes and the associated natural frequencies.
  • Such a simplified characterization by a number of nodule diameters and a number of radial nodal lines can be made for these structural eigenmodes of the impellers of the centrifugal compressors.
  • the shape of acoustic pressure patterns or eigenmodes in the impeller side space can be estimated, for example, via analytical correlations, such as according to a formula according to Tyler & Sofrin.
  • Other models, such as R & D calculations, are available for determining structural eigenmodes of the impeller.
  • vortex shedding may occur, e.g. at the transition from the impeller outlet to the inlet openings of the impeller side rooms.
  • FIG. 2 shows by way of example and in a meridian section a typical acoustic mode as it can be set in the cover-disk-side impeller side space (different pressure ranges with different hatching).
  • high pressure fluctuations may occur in regions of the impeller side space lying radially further outward (region with maximum pressure fluctuation / maximum pressure 24), whereas in the regions located radially further in the impeller side region small pressure fluctuations (region with minimum pressure fluctuation / pressure minimum 25) ).
  • Such a radial turbine such as from the
  • turbomachine in addition to the radial flow machines, such as the centrifugal compressors and the radial turbines, - as another form of turbomachine - semi-axial flow machines are known. In these - similar to the structure of the radial flow machines - flow machines, the flow medium flows in a semi-axial direction from the impeller. Also in these semi-axial turbomachines are formed by the impeller and the disc elements limited impeller side rooms, in which also the described complex,
  • DE 60 2004 002 411 T2 discloses a device for gas compression with noise damping, in which resonators with differently sized cells are arranged in the wheel side chambers.
  • DE 30 31 848 AI discloses a centrifugal compressor with annular pressure compensation chambers behind the
  • Turbomachines are reduced or prevented by the invention in a simple and cost effective and effective and efficient way. This object is achieved by a turbomachine having the features according to the independent claim.
  • This turbomachine in particular a radial or semi-axial turbomachine, has an impeller with a disk element and an impeller side space.
  • the impeller side space is thereby limited at least in part by the disk element of the impeller and by an impeller side wall. Limited may mean that the disc element of
  • Impeller in particular a cover plate or a wheel disc of the impeller, and spaced from the disc member, usually spaced apart, wall, the impeller side wall, forming a space between them (impeller side space).
  • a flow medium such as the process medium of the turbomachine, can be located and / or flow in and / or in this space or impeller side space. This space or this impeller side space can be flowed through by a flow medium.
  • At least one cavity open towards the impeller side space is formed in the impeller side wall.
  • open can mean that the cavity has a cavity opening-or else a plurality of cavity openings-via which the cavity is connected to the impeller side space in such a way that a (pressure) shaft enters or leaves the cavity from the impeller side space in a flow medium emerge from the cavity into the impeller side space and / or that a (pressure) wave can form in the flow medium via the cavity opening between the cavity and impeller side cavities.
  • inventively provided cavity directly into the impeller side wall space, for example in the form of an incorporated in the impeller side wall groove, bore or chamber, or even indirectly in the impeller side wall, for example by means of a introduced into the impeller side wall / / carrier element plate, which or which then the inventively provided cavity, for example in the form of a groove, bore or chamber, is introduced.
  • This inventively provided cavity can thus as
  • (Acoustic) resonator act, for example - in a corresponding embodiment - as a Helmholtz resonator, as a lambda / 4 - resonator and / or as Lambda / 2 - resonator, - in the following only synonymous resonator.
  • this resonator at the - to the impeller side space open - cavity or at the cavity opening passing pressure waves in the flow medium (pressure pattern), which have a same frequency as an (acoustic see) natural or resonant frequency of this cavity, in particular in a region of the cavity opening, influenced or - in shape and frequency - to be changed.
  • a width / height of the cavity or the cavity opening, eigenform (eigenmode) or resonant frequency of the cavity are determined - and thereby targeted Influencing and changing the pressure pattern in the impeller side space causes.
  • the design or the (three-dimensional) geometry of the cavity have no limits. Only the resonator property or the resonator principle is important, for example the Helmholtz principle, the lambda / 4 principle and / or the
  • acoustic eigenmodes can thus be varied in their frequency (change of natural frequencies by cavity positioning) as well as in their shape (displacement of pressure maxima by cavity dimensioning), so that a resonance condition between the acoustic eigenmode in the Impeller side space and the structural eigenmode of the impeller can no longer occur.
  • Impeller damage and the resulting disadvantages, such as costs, can thus be prevented.
  • acoustic resonance occurs in the cavity designed as a resonator, so that a node for the sound pressure is formed in the vicinity of the cavity opening.
  • This node influences or alters the acoustic eigenform in the impeller side space in terms of its frequency and its shape, so that a resonance condition between the acoustic eigenmode in the impeller side space and the structural eigenmode of the impeller can no longer occur.
  • pressure maxima in printed patterns at critical locations in the impeller side space can be reduced and / or shifted at less critical locations in the impeller side space, for example in the direction of smaller diameter or smaller radial distance to the impeller axis.
  • the invention prevents impeller damage from being prevented.
  • the natural acoustic frequency and the natural shape of the cavity can be tuned to a pressure / sound wave to be influenced in the impeller side space, ie its frequency and eigenform.
  • Such a frequency of the acoustic mode to be tuned can, in particular, depend on the reference system considered
  • Blade passing frequency or a “vane passing frequency” of the turbomachine, or a higher harmonic thereof.
  • a frequency to be tuned may correspond in particular to a vortex shedding frequency.
  • a frequency correction relative to the frequency to be tuned in the stationary fluid may be required.
  • the attenuation or elimination of the acoustic resonances also positively influences the generation of sound.
  • the resonators according to the invention thus also dampen noise and reduce the noise load caused by the turbomachine.
  • the invention enables a robust and maintenance-free solution that is not exposed to wear even at high pressures and temperatures. The invention thus offers a clear advantage over absorption approaches based on absorption material.
  • the resonator / cavity principle according to the invention also offers many parameters in the optimization of the printing patterns, such as height, width, shape and / or location or position of the cavity or resonator. As a result, it is also possible, for example, to minimize friction losses due to a shear flow in the impeller side space caused by a rotating side window or cover disk.
  • the cavity acting as a resonator is designed as a Helmholtz resonator, as a lambda / 4 resonator, as a lambda / 2 resonator or as a combination of at least two of these resonators.
  • Helmholtz resonator as a lambda / 4 resonator, as a lambda / 2 resonator or as a combination of at least two of these resonators.
  • the at least one cavity has a predetermined dimensioning.
  • This dimensioning may be a predetermined width and / or a predetermined depth and / or a predetermined shape.
  • the at least one cavity may have a predetermined position in the impeller side wall.
  • This position n ist can be a predetermined radial position and / or circumferential position in the impeller side room wall.
  • a natural frequency and / or an eigenform of the at least one cavity can be defined.
  • the natural frequency and / or the natural shape of the at least one cavity is at a natural frequency and / or an eigenmode of one Acoustic mode of the impeller side room is tuned. This allows shape and frequency of the
  • such a frequency to be tuned may correspond in particular to a vortex shedding frequency.
  • the at least one cavity is a groove extending annularly in the impeller side wall, one or more bores formed in the impeller side wall, one or more chambers formed in the impeller side wall or a chamber system formed in the impeller side wall of a plurality of interconnected chambers. It can also be provided that the cavity has a cavity opening or a plurality of cavity openings to the impeller side space.
  • Such forms of cavities can be easily finished or realized and implement in a simple manner the (cavity) resonator principle used according to the invention.
  • a frequency spectrum / band of 700 hertz - 2000 hertz, 700 hertz - 4000 hertz or 700 hertz - 6000 hertz can be realized.
  • the disk element is a cover disk and the impeller side space is a cover disk side impeller side space.
  • the disc member may be a wheel disc and the impeller side space may be a wheel-side impeller side space.
  • the turbomachine is a radial turbomachine, such as a radial compressor or a radial turbine, or a semi-axial turbomachine.
  • FIG. 1 shows a sketch of a sectional representation (meridian section) of a radial flow machine, a radial compressor, with a resonator in a (wheel side) impeller side wall of a (wheel side) impeller side space in the radial compressor according to one embodiment
  • Impeller side space (wheel-side impeller side space) in a conventional centrifugal compressor (different pressure ranges with different hatching);
  • FIG. 3 shows by way of example the resonator according to FIG. 1 in resonance
  • Impeller side space in a radial compressor with a resonator in a (wheel-side) impeller side wall according to the embodiment of FIG 1 (different pressure ranges with different hatching); 5 shows a sketch of a sectional view of a resonator for an impeller side wall according to another(sforrti); 6 shows a sketch of a sectional representation of a resonator for an impeller side wall according to a further embodiment.
  • Embodiments Impeller side chambers with resonators in radial flow machines, in particular in radial compressors
  • FIG. 1 shows a radial compressor 100 with a resonator 1 in a (wheel-side) impeller side wall of a (wheel-side) impeller side space 4 of this radial compressor 100.
  • Such a radial compressor 100 as shown has an impeller 10 which rotates about an axis 11 at high speed.
  • the impeller 10 has a hub 12 and radially projecting blades 13, between which form of a process gas 2, briefly only gas 2, flow channels through.
  • the axially flowing gas 2 with the flow direction 3 is set in rotation by the impeller 10 and leaves the impeller 10 in the radial flow direction 3 to the axis 11 and at an obtuse angle to the axis 11.
  • the blades 13 are on the one hand via a common wheel disc fourteenth attached to the hub 12 and on the other hand limited by a common cover plate 19.
  • the impeller 10 is located in a housing 15, wherein between the impeller 10, ie on the one hand the cover plate 19 and on the other hand, the wheel disc 14 of the impeller 10, and the housing 15 respectively cavities, so-called impeller side rooms 4, 5, form.
  • the fan formed by the impeller 10 has an axial inlet 17 and a radial outlet 18 extending around the circumference of the impeller 10.
  • a diffuser 20 connects, which is fixedly connected to the housing 15 and does not rotate.
  • a gap 16 is formed between the impeller 10 and the wall / side surface 31 there, both on the wheel disk side and on the cover disk side, which opens into the cover disk side impeller side space 4 or wheel-disk side impeller side space 5 opens or transitions.
  • a portion of the gas 2 exiting the impeller 10 flows, as a leakage flow, into these impeller side spaces 4, 5, i. the wheel-disk-side impeller side space 5 and the cover-side impeller side space 4, and flows through the impeller side chambers 4, 5 radially inward or counter to the flow 3 through the impeller 10th
  • Such a radial compressor 100 causes high pressure / sound emissions, which can trigger structurally relevant malfunctions and vibrations-up to structural damage.
  • the chamber 8 with its outlet neck 21 is placed in the cover-disk-side impeller side space 4 or in the cover-disk-side impeller side-space wall 6 in such a way that the outlet neck 21 of the chamber 8 is in the regions of maximum amplitudes acoustic eigenmodes in the cover-disk-side impeller side space 4 falls (see FIG 2, area 24).
  • This node 40 which is located in the region of the outlet neck 21, influences the acoustic eigenmodes in the wheel side space 4 (see FIG. 4, different pressure ranges with different hatching), i. Acoustic modes in the impeller side space 4 are deliberately changed or suppressed (reflection), which have large amplitudes in this region 24 for the case without resonator 1 (see FIG. If the sound wave passing the exit neck 21 has the same frequency as the acoustic eigenform in the resonator 1, the effect of the change or influencing effect is particularly effective. That is, by influencing or changing both the frequency and the shape of the acoustic mode in the impeller side space 4 are changed.
  • FIG. 4-in comparison to FIG. 2- shows or clarifies this shape or frequency influencing effect or displacement effect on the acoustic modes through the cavity resonator 1 in the impeller side space 4.
  • FIG. 4 shows by way of example an acoustic eigenmode in the cover plate side, the resonator 1 having impeller side space 4.
  • FIG. 4 illustrates - in comparison with FIG. 2 - that the maximum pressure in the impeller side space 4 has been shifted in the direction of smaller diameter.
  • FIG. 2 shows for the case without the resonator 1 in the impeller side space 4
  • the pressure maximum occurs in the region 24 in FIG. 2, as is shown in FIG. 4 for the case with the resonator 1 in the impeller side space 4, there in FIG moved radially inward - and less critical for the impeller 10 - areas 25 in the impeller side space 4 moved.
  • FIG. 1 and FIG. 3 and FIG. 4 for the case of the resonator 1 arranged in the cover-disk-side impeller side-space wall 6 can be realized in a corresponding manner for a resonator 1 in the wheel-disk-side impeller side wall 7.
  • FIG. 5 and FIG. 6 each show a further embodiment of a cavity 1 acting as a resonator, as may be provided in the cover and / or wheel-disk-side impeller side wall 6, 7.
  • 5 shows - in section - an annular support plate 30, which in a corresponding Auf originallyung or groove / groove (not shown) in the impeller side space wall 6, 7 can be accommodated.
  • a plurality of offset arranged over the circumference of the support plate 30 Doppel hommern 8 (chamber system 9) is introduced, which communicate via openings 21 with the impeller side space 4, 5.
  • the chambers 8 or the chamber system 9 communicate with the impeller side space 4, 5 via the openings 21, the chambers 8 or the chamber system 9 work collectively as an array of acoustic resonators and thus influence the acoustic mode in the impeller side space 4, 5.
  • a chamber system 9 is introduced with interconnected chambers 8, which are connected via openings 21 with the impeller side space 4, 5 in combination.
  • This chamber system 9 also acts as an acoustic resonator and influences the acoustic mode in the impeller side space 4, 5.
  • Impeller damage and resulting disadvantages, such as costs, can be prevented by the invention. While the invention has been further illustrated and described in detail by the preferred embodiments, the invention is not limited by the disclosed examples, and other variations can be derived therefrom by those skilled in the art without departing from the scope of the invention.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Strömungsmaschine (100), insbesondere eine radiale Strömungsmaschine, wie einen Radialverdichter oder eine Radialturbine, mit einem Laufrad (10) mit einem Scheibenelement (14, 19) und einem Laufradseitenraum (4, 5), welcher zumindest zum Teil durch das Scheibenelement (14, 19) des Laufrads (10) und durch eine Laufradseitenraumwand (6, 7) begrenzt wird. In der Laufradseitenraumwand (6, 7) ist mindestens ein zu dem Laufradseitenraum (4, 5) hin offener, als Resonator wirkender Hohlraum (1) ausgebildet.

Description

Beschreibung
Laufradseitenräume mit Resonatoren bei radialen Strömungsmaschinen
Die Erfindung betrifft eine Strömungsmaschine, insbesondere eine radiale Strömungsmaschine, wie einen Radialverdichter oder eine Radialturbine, mit einem Laufrad mit einem Scheibenelement und einem Laufradseitenraum, welcher zumindest zum Teil durch das Scheibenelement des Laufrads und durch eine Laufradseitenraumwand begrenzt wird.
Radialverdichter sind bekannt, beispielsweise aus der
EP 1 356 168 Bl oder der EP 1 602 810 AI.
Solche Radialverdichter bestehen aus einem eine
Verdichterstufe bildenden, um eine Drehachse rotierenden Lauf- bzw. Flügelrad mit einem - bezüglich der Drehachse des Laufrads - axialem Eintritt (Laufradeintritt) und einem radi- alen Austritt (Laufradaustritt) .
Das Lauf- bzw. Flügelrad weist bezüglich der Drehachse umlaufend angeordnete Laufschaufeln auf, welche einerseits durch eine Radscheibe (Scheibenelement) und meist andererseits durch eine Deckscheibe (Scheibenelement) begrenzt werden und zwischen welchen von einem zu verdichtendem Strömungsmedium bzw. Fluid, beispielsweise einem zu verdichtendem Gas, durchströmte Laufradkanäle ausgebildet sind. Das zu verdichtende Gas strömt axial in das Laufrad der
Verdichterstufe und wird dann - bei Durchströmung der Lauf- radkanäle - nach außen (radial, Radialrichtung) abgelenkt, wobei es aus dem Laufrad mit hoher Geschwindigkeit austritt. Kinetische Energie des mit hoher Geschwindigkeit austretenden und zu verdichtenden Gases wird dann in einem Diffusor in potenzielle Energie in Form von Druck umgewandelt. Ein solcher Diffusor wird meist durch zwei nichtrotierende, einen ringförmigen Hohlraum bzw. einen Ringraum ausbildende Ringe gebildet, welcher Ringraum sich an den Laufradaustritt radial anschließt bzw. welche Ringe bzw. ringförmige Wän- de/Seitenflachen sich an den Laufradaustritt radial anschließen und senkrecht zur Drehachse oder zu dieser in einem sehr stumpfen Winkel stehen (radiale Ringraumwände/radiale Seitenflächen) . Das aus dem Laufrad austretende Gas wird in diesem Ringraum zwischen diesen beiden ringförmigen Wänden radial nach außen geführt und gelangt zu einem Sammler.
In einem Übergang von dem Laufrad zu dem Diffusor bzw. am Austritt des Laufrads bildet sich sowohl radscheibenseitig wie auch deckscheibenseitig jeweils ein Spalt zwischen dem Laufrad und der dortigen Wand/Seitenfläche aus, welcher in einen Hohlraum bzw. Kavität (Laufradseitenraum) mündet bzw. übergeht (Eintrittsöffnungen in die Laufradseitenräume) . Die- ser Laufradseitenraum wird dabei einerseits durch die Radscheibe (radscheibenseitiger Laufradseitenraum) bzw. Deckscheibe (deckscheibenseitiger Laufradseitenraum) des Laufrads und andererseits durch eine der Radscheibe bzw. Deckscheibe des Laufrads gegenüberliegende Laufradseitenraumwand be- grenzt.
Ein Teil des aus dem Laufrad austretenden Gases strömt - als Leckageströmung - in diese Laufradseitenräume, d.h. den rad- scheibenseitigen Laufradseitenraum und den deckscheibenseiti - gen Laufradseitenraum, ein und durchströmt die Laufradseitenräume radial nach innen bzw. entgegen der Durchströmung durch das Laufrad oder - unter bestimmten Druckbedingungen - auch radial nach außen. Es ist ferner bekannt, dass sich in fluidgefüllten Hohlräumen bzw. Kavitäten akustische Eigenmoden ausbilden können, die durch charakteristische Eigenformen und zugehörige Eigenfre- quenzen charakterisiert sind. Da es sich bei Fluiden um Kon- tinua handelt, existieren unendlich viele solcher Eigenmoden.
Die Laufradseitenräume von Radialverdichtern stellen solche typischen Kavitäten dar, für die diese akustischen Eigenmoden, welche - vereinfacht - jeweils durch eine Anzahl von Knotendurchmessern und eine Anzahl von radialen Knotenlinien charakterisiert werden können, existieren. Ebenso können sich in Strukturen, wie in Bauteilen, strukturelle Eigenmoden bzw. Struktureigenmoden ausbilden, die - ebenfalls - durch ihre charakteristischen Eigenformen und die zugehörigen Eigenfrequenzen charakterisiert sind. Eine ebensolche - vereinfachte - Charakterisierung durch eine Anzahl von Knotendurchmessern und eine Anzahl von radialen Knotenlinien lässt sich für diese Struktureigenmoden von den Laufrädern der Radialverdichter machen. Die Form akustischer Druckmuster bzw. Eigenmoden im Laufradseitenraum kann beispielsweise über analytische Zusammenhänge, wie nach einer Formel nach Tyler & Sofrin, abgeschätzt werden. Für die Ermittlung von Struktureigenmoden des Laufrads stehen andere Modelle, wie F & E - Rechnungen, zur Ver- fügung .
Ferner ist bekannt, dass Radialverdichter relativ hohe
Druck- bzw. Schallemissionen verursachen, die neben einer (Lärm- ) Beeinträchtigung einer Umgebung des Radialverdichters insbesondere auch Vibrationen und strukturrelevante Fehlfunktionen auslösen können.
Beispielsweise werden dominante Druck-/Schallquellen in einem Radialverdichter typischerweise am Ort des Laufrads und des Diffusoreingangs bedingt durch die hohe Geschwindigkeit der durch diese Regionen hindurchströmenden Fluide sowie durch eine Interaktion von Rotor- und Statorkomponenten erzeugt. Hier ist weiter bekannt, dass durch diese auftretenden Druck- /Schallquellen komplexe, instationäre, dreidimensionale, rotierende und/oder pulsierende Druckfelder erzeugt werden, deren Druck-/Schallwellen sich - über das Fluid bzw. Strömungs- medium - in an die genannten Entstehungsorte - stromabwärts wie auch stromaufwärts - anschließenden Strömungsräume , wie auch in die Laufradseitenräume, ausbreiten.
Dadurch, d.h. durch diese druckbedingte Strömungsanregung, ent- bzw. besteht immer auch ein Anregungspotential für die akustischen Eigenmoden in den Laufradseitenräumen.
Als weiterer möglicher Anregungsmechanismus können Wirbelablösungen auftreten, z.B. am Übergang vom Laufradaustritt zu den Eintrittsöffnungen der Laufradseitenräume.
Kommt es dort zu einer Resonanzbedingung aus Strömungsanregung und akustischem Eigenmode, können in den Laufradseitenräumen Druckschwankungen mit sehr hoher Amplitude auftreten.
FIG 2 zeigt exemplarisch und in einem Meridianschnitt einen typischen Akustikmode wie er sich im deckscheibenseitigen Laufradseitenraum einstellen kann (unterschiedliche Druckbereiche mit unterschiedlicher Schraffur) . Wie FIG 2 zeigt kön- nen in radial weiter außen liegenden Bereichen des Laufradseitenraums hohe Druckschwankungen auftreten (Bereich mit maximaler Druckschwankung/Druckmaximum 24), wohingegen in radial weiter innen liegenden Bereichen im Laufradseitenraum sich geringe Druckschwankungen (Bereich mit minimaler Druckschwan- kung/Druckminimum 25) einstellen können.
Für die Laufräder von Radialverdichtern mit Deck- und Radscheibe kann es dadurch sowohl über die Deckscheibe (ausgehend von dem deckscheibenseitigen Laufradseitenraum) als auch über die Radscheibe (ausgehend von dem radscheibenseitigen Laufradseitenraum) zu einer Anregung des Laufrads kommen. Kommt es zu einer Resonanzbedingung aus einer solchen Strömungsanregung, dem akustischem Eigenmode im Laufradseitenraum und dem Struktureigenmode des Laufrads kann dies zu einer Beschädigung oder Zerstörung des Laufrads führen. Produktions- ausfälle und/oder hohe Kosten können in Folge dessen entstehen .
Eine Dämpfung solcher komplexer, instationärer, dreidimensionaler, rotierender und/oder pulsierender Druckfelder bzw. Schallfelder - zur Vermeidung von Vibrationen, strukturrelevanten Fehlfunktionen, insbesondere auch von Beschädigungen oder Zerstörungen von Laufrädern, ist wünschenswert, aber technisch schwierig. Aufgrund einer Komplexität von verschiedenen Interaktionsmechanismen sind derzeit keine Lösungen be- kannt, um insbesondere die beschriebenen Laufradschäden - ausgehend bzw. verursacht von den komplexen, instationären, dreidimensionalen, rotierenden und/oder pulsierenden Druckfelder im Radialverdichter auszuschließen. Neben dem Radialverdichter ist als weitere Form einer radial durchströmten bzw. radialen Strömungsmaschine eine Radialturbine bekannt .
Eine solche Radialturbine , wie beispielsweise aus der
DE 44 38 611 C2 bekannt, beruht auf einer Umkehrung des physikalischen Prinzips eines Radialverdichters und wird dementsprechend - bei entsprechenden Komponenten wie bei einem Radialverdichter - in umgekehrter Strömungsrichtung wie bei diesem durchströmt .
Auch bei Radialturbinen treten - in entsprechender Weise - die beschriebenen Druck- und Schadensprobleme, bedingt durch die in der radialen Strömungsmaschine bzw. in der Radialturbine erzeugten komplexen, instationären, dreidimensionalen, rotierenden und/oder pulsierenden Druckfelder bzw. Schallfelder auf . Beispielsweise werden dominante Druckquellen in einer Radial - turbine ebenfalls typischerweise am Ort des Flügelrades bzw. eines Turbinenrades (beides im Folgenden auch kurz als Laufrad benannt) und eines dem Turbinenrad vorgeschalteten Turbi- nenleitkranzes oder etwaiger Leitkranzschaufeln erzeugt, wodurch auch hier die komplexen, instationären, dreidimensionalen, rotierenden und/oder pulsierenden Druckfelder bzw.
Schallfelder erzeugt werden. Deren Schallwellen breiten sich, wie beschrieben, nahezu ungestört in die Laufradseitenräume der Radialturbine aus und können dort bei Resonanz zu beschriebenen Schädigungen des Laufrads führen.
Ausgehend davon sind auch bei solchen druckemissionserzeugen- den Radialturbinen effiziente Dämpfungsmaßnahmen für die kom- plexen, instationären, dreidimensionalen, rotierenden
und/oder pulsierenden Druckfelder bzw. Schallfelder, insbesondere zur Vermeidung von Laufradschäden, wünschenswert bzw. nötig . Neben den radialen Strömungsmaschinen, wie den Radialverdichtern und den Radialturbinen, sind - als weitere Form einer Strömungsmaschine - halbaxiale Strömungsmaschinen bekannt . Bei diesen - vom Aufbau zu den radialen Strömungsmaschinen ähnlichen - Strömungsmaschinen strömt das Strömungsmedium in halbaxialer Richtung vom Laufrad ab. Auch bei diesen halbaxialen Strömungsmaschinen sind durch das Laufrad und die Scheibenelemente begrenzte Laufradseitenräume ausgebildet, in welchen sich ebenfalls die beschriebenen komplexen,
instationären, dreidimensionalen, rotierenden und/oder pul- sierenden Druckfelder bzw. Schallfelder ausbreiten und dort bei beschriebenen Resonanzen zu den Schädigungen der Laufräder führen können.
Weiterhin ist aus der DE 60 2004 002 411 T2 eine Vorrichtung zur Gasverdichtung mit Geräuschdämpfung bekannt, bei dem Resonatoren mit verschieden teifen Zellen in den Radseitenräumen angeordnet sind. Die DE 30 31 848 AI offenbart einen Radialverdichter mit ringförmigen Druckausgleichskammern hinter den
Diffusorwänden .
Die DE 28 30 294 C3 zeigt ein Zentrifugalverdichtergehäuse mit einem Absorptionsschalldämpfer in den Radseitenräumen. Die US 7 722316 B2 beschäftigt sich mit einem akustischviskosen Dämpfer für Zentrifugalmaschinen aus einer porösen Seitenverkleidung im Diffusor der Abströmung. Es liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Strömungsmaschine, insbesondere eine radiale Strömungsmaschine, wie einen Radialverdichter oder eine Radialturbine, vorzusehen, welche die beschriebenen Nachteile bei Strömungsmaschinen aus dem Stand der Technik vermeidet. Insbesondere sollen Laufrad- Schäden bei Strömungsmaschinen, insbesondere bei radialen
Strömungsmaschinen, durch die Erfindung auf einfache und kostengünstige sowie effektive und effiziente Weise vermindert bzw. verhindert werden. Diese Aufgabe wird durch eine Strömungsmaschine mit den Merkmalen gemäß dem unabhängigen Patentanspruch gelöst .
Diese Strömungsmaschine, insbesondere eine radiale oder halbaxiale Strömungsmaschine, weist ein Laufrad mit einem Schei- benelement und einen Laufradseitenraum auf. Der Laufradseitenraum wird dabei zumindest zum Teil durch das Scheibenelement des Laufrads und durch eine Laufradseitenraumwand begrenzt . Begrenzt kann hierbei meinen, dass das Scheibenelement des
Laufrads, insbesondere eine Deckscheibe oder eine Radscheibe des Laufrads, und eine von dem Scheibenelement beabstandete, meist beabstandet gegenüberliegende, Wand, die Laufradseitenraumwand, einen zwischen diesen liegenden Raum ausbilden (Laufradseitenraum) . In diesem Raum bzw. Laufradseitenraum kann sich ein Strömungsmedium, wie das Prozessmedium der Strömungsmaschine, befinden und/oder einströmen und/oder die- ser Raum bzw. dieser Laufradseitenraum kann von einem Strömungsmedium durchströmt werden.
Richtungsbezeichnungen, wie radial und/oder axial, können da- bei im üblichen Verständnis bezüglich einer Laufraddrehachse verstanden werden.
Erfindungsgemäß ist weiter vorgesehen, dass in der Laufrad- seitenraumwand mindestens ein zu dem Laufradseitenraum hin offener Hohlraum ausgebildet ist.
Offen kann hierbei meinen, dass der Hohlraum eine Hohlraumöffnung - oder auch mehrere Hohlraumoffnungen - aufweist, über welche der Hohlraum derart mit dem Laufradseitenraum in Verbindung steht, dass eine (Druck- ) Welle in einem Strömungsmedium von dem Laufradseitenraum in den Hohlraum eintreten bzw. aus dem Hohlraum in den Laufradseitenraum austreten und/oder dass sich eine (Druck- ) Welle in dem Strömungsmedium über die Hohlraumoffnung zwischen Hohlraum und Laufradseiten- räum ausbilden kann.
Auch kann ausgebildet meinen, dass der erfindungsgemäß vorgesehene Hohlraum unmittelbar in die Laufradseitenraumwand, beispielsweise in Form einer in die Laufradseitenraumwand eingearbeiteten Nut, Bohrung oder Kammer, oder aber auch mittelbar in die Laufradseitenraumwand, beispielsweise mittels eines in die Laufradseitenraumwand eingebrachten/ -gelegten Trägerelements/ -platte , welches bzw. welche dann den erfindungsgemäß vorgesehenen Hohlraum, beispielsweise in Form ei- ner Nut, Bohrung oder Kammer, umfasst, eingebracht ist.
Dieser erfindungsgemäß vorgesehene Hohlraum kann so als
(akustischer) Resonator (Hohlraumresonator) wirken, beispielsweise - bei entsprechender Ausgestaltung - als Helm- holtz-Resonator, als Lambda/4 - Resonator und/oder als Lamb- da/2 - Resonator, - kurz im Folgenden auch nur Resonator. So können mittels dieses Resonators an dem - zu dem Laufradseitenraum hin offenen - Hohlraum bzw. an der Hohlraumöffnung vorbeilaufende Druckwellen in dem Strömungsmedium (Druckmuster) , die eine gleiche Frequenz aufweisen wie eine (akusti- sehe) Eigen- bzw. Resonanzfrequenz dieses Hohlraums, insbesondere in einem Bereich der Hohlraumöffnung, beeinflusst bzw. - in Form und Frequenz - verändert werden.
Durch eine gewählte Geometrie bzw. Form und/oder Dimensionie- rung des Hohlraums, insbesondere durch eine Tiefe des Hohlraums, eine Breite/Höhe des Hohlraums bzw. der Hohlraumöffnung, werden Eigenform (Eigenmode) bzw. Resonanzfrequenz des Hohlraums bestimmt - und dadurch gezielt diese Beeinflussung und Veränderung des Druckmusters im Laufradseitenraum be- wirkt.
Der Ausgestaltung bzw. der (dreidimensionalen) Geometrie des Hohlraums sind keine Grenzen gesetzt. Wesentlich ist nur die Resonatoreigenschaft bzw. das Resonatorprinzip, beispielswei - se das Helmholtz-Prinzip, das Lambda/4 -Prinzip und/oder das
Lambda/2 -Prinzip . Auch eine Kombination verschiedener Prinzipien ist möglich.
Durch eine spezifische Ausgestaltung bzw. Dimensionierung des erfindungsgemäßen Hohlraums - und dadurch Festlegung von Eigenform (Eigenmode) bzw. Resonanzfrequenz des Hohlraums sowie einer (bestimmten) Positionierung des Hohlraums, insbesondere einer bestimmten Radial- und/oder Umfangsposition des Hohlraums in der Laufradseitenraumwand, - oder mehrere solcher Hohlräume - in der Laufradseitenraumwand kann somit ganz gezielt Einfluss auf die akustischen Eigenmoden in dem Laufradseitenraum genommen werden.
Diese akustischen Eigenmoden können dadurch gezielt in ihrer Frequenz (Veränderung von Eigenfrequenzen durch Hohlraumpositionierung) als auch in ihrer Form (Verschiebung von Druckma- xima durch Hohlraumdimensionierung) verändert werden, so dass eine Resonanzbedingung zwischen dem akustischen Eigenmode im Laufradseitenraum und dem Struktureigenmode des Laufrads nicht mehr auftreten kann.
Laufradschäden und daraus resultierende Nachteile, wie Kos- ten, können so verhindert werden.
Veranschaulicht ausgedrückt, tritt in dem - als Resonator wirkenden - spezifisch ausgestalteten Hohlraum eine akustische Resonanz auf, so bildet sich in der Nähe der Hohlraum- Öffnung ein Knoten für den Schalldruck aus. Dieser Knoten be- einflusst bzw. verändert die akustische Eigenform im Laufradseitenraum in ihrer Frequenz und ihrer Form, so dass eine Resonanzbedingung zwischen dem akustischen Eigenmode im Laufradseitenraum und dem Struktureigenmode des Laufrads nicht mehr auftreten kann.
Beispielsweise lassen sich so Druckmaxima in Druckmustern an kritischen Orten im Laufradseitenraum verringern und/oder diese an weniger kritischen Orten im Laufradseitenraum hin verschieben, beispielsweise in Richtung kleinerer Durchmesser bzw. geringerem radialen Abstand zur Laufradachse .
Dadurch wird auch die Kopplung mit dem Struktureigenmode des Laufrads gleichen Knotendurchmessers verhindert - und dadurch die Stärke des Anregungspotentials für das Laufrad verringert .
Durch das Verschieben der Frequenz lässt sich auch eine Resonanzbedingung zwischen akustischem Eigenmode des Laufradsei - tenraums und Struktureigenmode des Laufrads gänzlich vermeiden .
Die Erfindung erreicht somit durch die Verhinderung der möglichen Resonanzbedingung zwischen Struktureigenmode des Lauf- rads und Akustikeigenmode im Laufradseitenraum - aufgrund der Frequenz- und Formveränderung des Akustikmodes im Laufradseitenraum und Verhinderung der Kopplung zwischen Struktur- und Akustikmode, dass Laufradschäden verhindert werden. Anders ausgedrückt, durch eine geeignete Ausgestaltung bzw. Dimensionierung und/oder Platzierung des Hohlraums in der Laufradseitenraumwand können die akustische Eigenfrequenz so- wie die Eigenform des Hohlraums auf eine zu beeinflussende Druck-/Schallwelle im Laufradseitenraum, d.h. auf deren Frequenz und Eigenform abgestimmt werden.
Eine solche abzustimmende Frequenz des Akustikmode kann ins- besondere - abhängig vom betrachteten Bezugssystem - eine
„blade passing frequency" (rotierendes Bezugssystem) oder eine „vane passing frequency" (stillstehendes Bezugssystem) der Strömungsmaschine sein, oder eine höhere Harmonische davon. Auch kann eine solche abzustimmende Frequenz insbesondere einer Wirbelablösefrequenz entsprechen. Weiterhin kann abhängig von Strömungsverhältnissen in den Laufradseitenräumen eine Frequenzkorrektur gegenüber der im ruhenden Fluid abzustimmenden Frequenz erforderlich sein.
Dadurch wird gezielt der akustische Eigenmode im Laufradseitenraum - in Form und Frequenz - geändert .
Legt man beispielsweise einen derart abgestimmten Hohlraum so, dass dessen Hohlraumöffnung in den Bereich einer maximalen Amplitude des akustischen Eigenmode im Laufradseitenraum fällt, so werden große Druckamplituden in diesem Bereich verhindert. Das Anregungspotential für den Struktureigenmode des Laufrads wird verringert. Laufradschäden können dadurch ver- hindert werden.
Weiterhin erweist sich bei der Erfindung von Vorteil, dass durch die Schwächung bzw. Eliminierung der akustischen Resonanzen auch die Schallentstehung positiv beeinflusst wird. Die erfindungsgemäßen Resonatoren wirken so auch geräuschdämpfend und vermindern die Geräuschbelastung durch die Strömungsmaschine . Auch ermöglicht die Erfindung eine robuste und wartungsfreie Lösung, die auch unter hohen Drücken und Temperaturen keinem Verschleiß ausgesetzt ist. Die Erfindung bietet damit einen deutlichen Vorteil gegenüber auf Absorptionsmaterial beruhen- den Dämpfungs-Ansätzen.
In den an die Laufradseitenräume angrenzenden Bauteilen steht genug Material zur Verfügung, um die erfindungsgemäßen Hohlräume bzw. Resonatoren problemlos zu applizieren. Es kommt so bei der Erfindung zu keiner relevanten Schwächung der Bauteile.
Das erfindungsgemäße Resonator-/Hohlraumprinzip bietet darüber hinaus viele Parameter bei der Optimierung der Druckmus- ter, wie beispielsweise Höhe, Breite, Form und/oder Ort bzw. Position des Hohlraums bzw. Resonators. Dadurch können beispielsweise auch Reibungsverluste durch eine durch eine rotierende Seitenscheibe bzw. Deckscheibe verursachte Scherströmung in dem Laufradseitenraum minimiert werden.
Bevorzugte Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich auch aus den abhängigen Ansprüchen.
Nach einer bevorzugten Weiterbildung ist der als Resonator wirkende Hohlraum als ein Helmholtz-Resonator, als ein Lamb- da/4 - Resonator, als ein Lambda/2 - Resonator oder als Kombination mindestens von zwei dieser Resonatoren ausgebildet. Diese Resonatoren bzw. deren Resonator-Prinzipien sind hinreichend bekannt und lassen sich einfach realisieren.
Nach einer weiteren bevorzugten Weiterbildung weist der mindestens eine Hohlraum eine vorgegebene Dimensionierung auf. Diese Dimensionierung kann eine vorgegebene Breite und/oder eine vorgegebene Tiefe und/oder eine vorgegebene Form sein.
Auch kann der mindestens eine Hohlraum eine vorgegebene Position in der Laufradseitenraumwand aufweisen. Diese Positio- nierung kann eine vorgegebene radiale Position und/oder Um- fangsposition in der Laufradseitenraumwand sein.
Über die Dimensionierung des mindestens einen Hohlraums und/oder die Positionierung des mindestens einen Hohlraums kann eine Eigenfrequenz und/oder eine Eigenform des mindestens einen Hohlraums festgelegt werden.
Weiterhin kann nach einer bevorzugten Weiterbildung vorgese- hen sein, dass - über die Dimensionierung des mindestens einen Hohlraums und/oder die Positionierung des mindestens einen Hohlraums - die Eigenfrequenz und/oder die Eigenform des mindestens einen Hohlraums auf eine Eigenfrequenz und/oder eine Eigenform eines Akustikmode des Laufradseitenraums abge- stimmt wird. Hierdurch lassen sich Form und Frequenz des
Akustikmode gezielt beeinflussen bzw. verändern, wodurch eine Resonanzbedingung zwischen dem Akustikmode des Laufradseitenraums und dem Strukturmode des Laufrads nicht mehr auftreten kann .
Insbesondere ist es von Vorteil, wenn eine solche abzustimmende Frequenz des Akustikmode - abhängig vom betrachteten Bezugssystem - eine „blade passing frequency" (rotierendes Bezugssystem) oder eine „vane passing frequency" (stillste- hendes Bezugssystem) der Strömungsmaschine ist, oder eine höhere Harmonische davon.
Auch kann eine solche abzustimmende Frequenz insbesondere einer Wirbelablösefrequenz entsprechen.
Weiterhin kann abhängig von Strömungsverhältnissen in den Laufradseitenräumen eine Frequenzkorrektur gegenüber der im ruhenden Fluid abzustimmenden Frequenz erforderlich sein. Gerade diese Frequenzen bzw. deren Schall-/Druckwellen sind für Strukturschäden an Laufrädern wie auch für eine hohe Geräuschentwicklung der Strömungsmaschine verantwortlich. Nach einer weiteren bevorzugten Weiterbildung ist der mindestens eine Hohlraum eine ringförmig in der Laufradseitenraum- wand umlaufende Nut, eine oder mehrere in der Laufradseiten- raumwand ausgebildete Bohrungen, eine oder mehrere in der Laufradseitenraumwand ausgebildete Kammern oder ein in der Laufradseitenraumwand ausgebildetes Kammernsystem von mehreren untereinander verbundenen Kammern. Auch kann vorgesehen sein, dass der Hohlraum eine Hohlraumöffnung oder mehrere Hohlraumöffnungen zu dem Laufradseitenraum aufweist. Derarti- ge Formen von Hohlräumen sind einfach fertig- bzw. realisierbar und setzen auf einfache Weise das erfindungsgemäß genutzte (Hohlraum- ) Resonatorprinzip um.
Bei einer weiteren bevorzugten Weiterbildung sind mehrere dieser Hohlräume mit jeweils unterschiedlichen Hohlraumdimen- sionierungen, insbesondere mit unterschiedlichen Tiefen, Breiten und/oder Formen, und/oder in jeweils unterschiedlichen Positionen, insbesondere Radial- und/oder Umfangspositi- onen, in der Laufradseitenraumwand eingebracht. Damit lässt sich ein breitbandiges Frequenzspektrum abdecken. Dadurch können Unsicherheiten bei der Vorhersage von den Resonanzbedingungen berücksichtigt werden.
Beispielsweise kann ein Frequenzspektrum/ -band von 700 Hertz - 2000 Hertz, 700 Hertz - 4000 Hertz oder 700 Hertz - 6000 Hertz realisiert werden.
Nach einer weiteren bevorzugten Weiterbildung sind das Scheibenelement eine Deckscheibe und der Laufradseitenraum ein deckscheibenseitiger Laufradseitenraum.
Auch können das Scheibenelement eine Radscheibe und der Laufradseitenraum ein radscheibenseitiger Laufradseitenraum sein. Nach einer weiteren bevorzugten Weiterbildung ist die Strömungsmaschine eine radiale Strömungsmaschine, wie ein Radialverdichter oder eine Radialturbine, oder eine halbaxiale Strömungsmaschine . Die bisher gegebene Beschreibung vorteilhafter Ausgestaltungen der Erfindung enthält zahlreiche Merkmale, die in den einzelnen Unteransprüchen teilweise zu mehreren zusammenge- fasst wiedergegeben sind. Diese Merkmale wird der Fachmann jedoch zweckmäßigerweise auch einzeln betrachten und zu sinnvollen weiteren Kombinationen zusammenfassen.
In Figuren sind Ausführungsbeispiele der Erfindung darge- stellt, welche im Weiteren näher erläutert werden.
Es zeigen
FIG 1 Skizze einer Schnittdarstellung (Meridianschnitt) einer radialen Strömungsmaschine, eines Radialverdichters, mit einem Resonator in einer (radschei- benseitigen) Laufradseitenraumwand eines (radschei- benseitigen) Laufradseitenraums bei dem Radialverdichter gemäß einer Ausführungsform;
FIG 2 exemplarisch einen akustischen Eigenmode in einem
Laufradseitenraum (radscheibenseitigen Laufradseitenraum) bei einem herkömmlichen Radialverdichter (unterschiedliche Druckbereiche mit unterschiedli - eher Schraffur) ;
FIG 3 exemplarisch den Resonator nach FIG 1 in Resonanz
(unterschiedliche Druckbereiche mit unterschiedlicher Schraffur) ;
FIG 4 exemplarisch einen akustischen Eigenmode in einem
Laufradseitenraum (radscheibenseitigen Laufradseitenraum) bei einem Radialverdichter mit einem Resonator in einer (radscheibenseitigen) Laufradseiten- raumwand gemäß der Ausführungsform nach FIG 1 (unterschiedliche Druckbereiche mit unterschiedlicher Schraffur) ; FIG 5 Skizze einer Schnittdarstellung eines Resonators für eine Laufradseitenraumwand gemäß einer weiteren Ausführungsforrti; FIG 6 Skizze einer Schnittdarstellung eines Resonators für eine Laufradseitenraumwand gemäß einer weiteren Ausführungsform .
Ausführungsbeispiele: Laufradseitenräume mit Resonatoren bei radialen Strömungsmaschinen, insbesondere bei Radialverdichtern
FIG 1 zeigt einen Radialverdichter 100 mit einem Resonator 1 in einer (radscheibenseitigen) Laufradseitenraumwand eines (radscheibenseitigen) Laufradseitenraums 4 dieses Radialverdichters 100.
Ein solcher Radialverdichter 100 wie dargestellt weist ein Laufrad 10 auf, das um eine Achse 11 mit hoher Drehzahl ro- tiert. Das Laufrad 10 besitzt eine Nabe 12 und davon radial abstehende Schaufeln 13, zwischen welchen sich von einem Prozessgas 2, kurz nur Gas 2, durchströmte Strömungskanäle ausbilden . Das - mit Strömungsrichtung 3 - axial einströmende Gas 2 wird durch das Laufrad 10 in Rotation versetzt und verlässt das Laufrad 10 in radialer Strömungsrichtung 3 zur Achse 11 und in einem stumpfen Winkel zu der Achse 11. Die Schaufeln 13 sind einerseits über eine gemeinsame Radscheibe 14 der Nabe 12 befestigt sowie andererseits durch eine gemeinsame Deckscheibe 19 begrenzt.
Das Laufrad 10 befindet sich in einem Gehäuse 15, wobei sich zwischen dem Laufrad 10, d.h. einerseits der Deckscheibe 19 und andererseits der Radscheibe 14 des Laufrads 10, und dem Gehäuse 15 jeweils Hohlräume, sogenannte Laufradseitenräume 4, 5, ausbilden. Das von dem Laufrad 10 gebildete Gebläse weist einen axialen Einlass 17 und einen sich um den Umfang des Laufrads 10 erstreckenden radialen Auslass 18 auf.
An den radialen Auslass 18 schließt sich ein Diffusor 20 an, der mit dem Gehäuse 15 fest verbunden ist und nicht rotiert.
In einem Übergang von dem Laufrad zu dem Diffusor bzw. am ra- dialen Auslass 18 bildet sich sowohl radscheibenseitig wie auch deckscheibenseitig jeweils ein Spalt 16 zwischen dem Laufrad 10 und der dortigen Wand/Seitenfläche 31 aus, welcher in den deckscheibenseitigen Laufradseitenraum 4 bzw. den rad- scheibenseitigen Laufradseitenraum 5 mündet bzw. übergeht.
Ein Teil des aus dem Laufrad 10 austretenden Gases 2 strömt - als Leckageströmung - in diese Laufradseitenräume 4, 5, d.h. den radscheibenseitigen Laufradseitenraum 5 und den deckscheibenseitigen Laufradseitenraum 4, ein und durchströmt die Laufradseitenräume 4, 5 radial nach innen bzw. entgegen der Durchströmung 3 durch das Laufrad 10.
Ein solcher Radialverdichter 100 wie dargestellt verursacht hohe Druck-/Schallemissionen, die strukturrelevante Fehlfunk- tionen und Vibrationen - bis hin zu Strukturschäden - auslösen können.
So werden dominante Druck-/Schallquellen am Ort des Laufrads 10 und am radialen Auslass 18 des Laufrads 10 bedingt durch die hohe Geschwindigkeit des durch diese Regionen
hindurchströmenden Gases 2 sowie durch eine Interaktion von Rotor- und Statorkomponenten erzeugt.
Diese auftretenden Druck-/Schallquellen erzeugen komplexe, instationäre, dreidimensionale, rotierende und/oder pulsierende Druckfelder, deren Druck-/Schallwellen sich - über das Gas 2 - auch in die Laufradseitenräume 4, 5, ausbreiten. Dadurch, d.h. durch diese druckbedingte Strömungsanregung in den Laufradseitenräumen 4, 5, ent- bzw. besteht immer auch ein Anregungspotential für akustische Eigenmoden in den Laufradseitenräumen 4, 5.
Kommt es in den Laufradseitenräumen 4, 5 zu einer Resonanzbedingung aus Strömungsanregung und akustischem Eigenmode, können in den Laufradseitenräumen 4, 5 Druckschwankungen mit sehr hoher Amplitude (vgl. FIG 2 (typischer Akustikmode für einen deckscheibenseitigen Laufradseitenraum 4 ohne Resonator 1), Bereich 24) auftreten.
Für das Laufrad 10 kann es dadurch sowohl über die Deckscheibe 19 (ausgehend von dem deckscheibenseitigen Laufradseiten- räum 4) als auch über die Radscheibe 14 (ausgehend von dem radscheibenseitigen Laufradseitenraum 5) zu einer Anregung des Laufrads 10 kommen.
Kommt es zu einer Resonanzbedingung aus einer solchen Strö- mungsanregung, dem akustischem Eigenmode im Laufradseitenraum 4, 5 und dem Struktureigenmode des Laufrads 10 kann dies zu einer Beschädigung oder Zerstörung des Laufrads 10 führen.
Um hier solchen druckbedingten Beschädigungen des Laufrads 10 entgegenzuwirken ist wie FIG 1 zeigt in der deckscheibenseitigen Laufradseitenraumwand 6 ein (Hohlraum- ) Resonator 1, kurz Resonator 1, in Form einer in der deckscheibenseitigen Laufradseitenraumwand 4 eingebrachten Kammer 8 angeordnet. Diese - als Resonator 1 wirkende - Kammer 8 steht über eine
Öffnung, einem Austrittshals 21, mit dem deckscheibenseitigen Laufradseitenraum 4 in Verbindung.
Die Kammer 8 mit ihrem Austrittshals 21 ist so im deckschei- benseitigen Laufradseitenraum 4 bzw. in der deckscheibenseitigen Laufradseitenraumwand 6 platziert, dass der Austrittshals 21 der Kammer 8 in die Bereiche maximaler Amplituden der akustischen Eigenmoden im deckscheibenseitigen Laufradseitenraum 4 fällt (vgl. FIG 2, Bereich 24).
Tritt in dem Resonator 1, wie FIG 3 veranschaulicht, eine Re- sonanz auf, so bildet sich in der Nähe des Austrittshalses 21 (Bereich 22 mit vernachlässigbaren Druckschwankungen) ein Knoten 40 für den Schalldruck aus, wohingegen in den
Innenbreichen 23 des Resonators 1 hohe Druckschwankungen erzeugt werden (unterschiedliche Druckbereiche mit unterschied- licher Schraffur) .
Dieser - im Bereich des Austrittshalses 21 liegende - Knoten 40 beeinflusst die akustischen Eigenformen im Radseitenraum 4 (vgl. FIG 4, unterschiedliche Druckbereiche mit unterschied- licher Schraffur), d.h. es werden Akustikmoden im Laufradseitenraum 4 gezielt verändert bzw. unterdrückt (Reflexion), die für den Fall ohne Resonator 1 (vgl. FIG 2) in diesem Bereich 24 große Amplituden aufweisen. Weist die an dem Austrittshals 21 vorbeilaufende Schallwelle die gleiche Frequenz wie die akustische Eigenform in dem Resonator 1, ist der Veränderungseffekt bzw. Beeinflussungseffekt besonders effektiv. D.h., durch die Beeinflussung bzw. Veränderung werden sowohl die Frequenz als auch die Form des Akustikmodes im Laufradseitenraum 4 verändert.
Dadurch werden die großen Druckamplituden in diesen, bei der Austrittsöffnung 21 des Resonators 1 liegenden Bereichen 24 im Laufradseitenraum 4 verhindert - und diese in weniger kritischen Bereichen 25 im Laufradseitenraum 4, wie in radial weiter innen liegenden Bereichen im Laufradseitenraum 4 bzw. Bereichen kleinerer Durchmesser, verschoben.
Durch das Verschieben der Druckmaxima in Richtung kleinerer Durchmesser bzw. radial weiter innen liegenden Bereichen lässt sich die Kopplung mit dem Strukturmode des Laufrads 10 gleichen Knotendurchmessers, und dadurch die Stärke des Anregungspotentials, verringern. Durch das Verschieben der Frequenz lässt sich eine Resonanzbedingung gänzlich vermeiden. FIG 4 - im Vergleich zu FIG 2 - zeigt bzw. verdeutlicht diesen Form- bzw. Frequenz -Beeinflussungseffekt bzw. Verschiebungseffekt auf die Akustikmoden durch den Hohlraumresonator 1 im Laufradseitenraum 4. FIG 4 zeigt exemplarisch einen akustischen Eigenmode im deck- scheibenseitigen, den Resonator 1 aufweisenden Laufradseitenraum 4.
FIG 4 verdeutlicht - im Vergleich zu FIG 2 -, dass das Druck- maximum im Laufradseitenraum 4 in Richtung kleinerer Durchmesser verschoben ist. Wo - wie FIG 2 für den Fall ohne des Resonators 1 im Laufradseitenraum 4 zeigt - das Druckmaximum dort bei FIG 2 im Bereich 24 auftritt, ist es - wie FIG 4 für den Fall mit dem Resonator 1 im Laufradseitenraum 4 zeigt - dort bei FIG 4 in radial weiter innen liegende - und für das Laufrad 10 weniger kritische - Bereiche 25 im Laufradseitenraum 4 verschoben.
Was FIG 1 und FIGen 3 und 4 für den Fall des in der deck- scheibenseitigen Laufradseitenraumwand 6 angeordneten Resonators 1 zeigen, kann in entsprechender Weise für einen Resonator 1 in der radscheibenseitigen Laufradseitenraumwand 7 realisiert sein. FIG 5 und FIG 6 zeigen jeweils eine weitere Ausgestaltung eines als Resonator wirkenden Hohlraums 1, wie er in der deck- und/oder radscheibenseitigen Laufradseitenraumwand 6, 7 vorgesehen sein kann. FIG 5 zeigt - im Schnitt - eine ringförmige Trägerplatte 30, welche in eine entsprechende Aufnehmung bzw. Nut/Rille (nicht gezeigt) in der Laufradseitenraumwand 6, 7 aufnehmbar ist. In der Trägerplatte 30 sind, wie FIG 5 zeigt, eine Vielzahl von versetzt über den Umfang der Trägerplatte 30 angeordnete Doppelkämmern 8 (Kammernsystem 9) eingebracht, welche über Öffnungen 21 mit dem Laufradseitenraum 4, 5 in Verbindung stehen.
Aufgrund dessen, dass die Kammern 8 bzw. das Kammernsystem 9 über die Öffnungen 21 mit dem Laufradseitenraum 4, 5 in Verbindung stehen, arbeiten die Kammern 8 bzw. arbeitet das Kammernsystem 9 kollektiv als ein Feld von akustischen Resonatoren und beeinflusst so den Akustikmode im Laufradseitenraum 4 , 5.
FIG 6 zeigt - im Schnitt - ebenfalls eine Trägerplatte 30, welche auch in eine entsprechende Aufnehmung bzw. Nut/Rille (nicht gezeigt) in der Laufradseitenraumwand 6, 7 aufnehmbar ist .
Auch in dieser Trägerplatte 30 sind, wie FIG 6 zeigt, ein Kammernsystem 9 mit untereinander verbundenen Kammern 8 eingebracht, welche über Öffnungen 21 mit dem Laufradseitenraum 4, 5 in Verbindung stehen.
Auch dieses Kammernsystem 9 wirkt so als akustischer Resona- tor und beeinflusst den Akustikmode im Laufradseitenraum 4, 5.
Durch diesen erfindungsgemäßen Einsatz der Resonatoren 1 bzw. der als Resonatoren wirkenden Hohlräume 1 (vgl. FIG 1, FIG 3, FIG 4, FIG 5 und FIG 6) wird so eine mögliche Resonanzbedingung zwischen dem Struktureigenmode des Laufrads 10 und Akustikmode im Laufradseitenraum 4, 5 auf dreierlei Art vermindert bzw. minimiert: - durch eine Veränderung der Eigenfrequenz des Akustikmode im Laufradseitenraum 4, 5,
- durch eine gezielte Verschiebung des Druckmaximums 24 des Akustikmode im Laufradseitenraum 4, 5 in Bereiche, 25 in denen eine Laufradanregung unkritisch ist (vgl. FIG 2 und FIG 4) ,
- durch eine Schwächung der Kopplung zwischen dem Akustikmode im Laufradseitenraum 4, 5 und dem Strukturmode des Laufrads 10.
Laufradschäden und daraus resultierende Nachteile, wie Kosten, können so durch die Erfindung verhindert werden. Obwohl die Erfindung im Detail durch die bevorzugten Ausführungsbeispiele näher illustriert und beschrieben wurde, so ist die Erfindung nicht durch die offenbarten Beispiele eingeschränkt und andere Variationen können vom Fachmann hieraus abgeleitet werden, ohne den Schutzumfang der Erfindung zu verlassen.

Claims

Patentansprüche
1. Strömungsmaschine (100), insbesondere radiale Strömungsmaschine (100) , mit einem Laufrad (10) mit einem Scheibenele- ment (14, 19) und einem Laufradseitenraum (4, 5), welcher zumindest zum Teil durch das Scheibenelement (14, 19) des Laufrads (10) und durch eine Laufradseitenraumwand (6, 7) begrenzt wird,
dadurch gekennzeichnet, dass
in der Laufradseitenraumwand (6, 7) mindestens ein zu dem
Laufradseitenraum (4, 5) hin offener, als Resonator wirkender Hohlraum (1) ausgebildet ist.
2. Strömungsmaschine (100) nach mindestens einem der voran- stehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der als Resonator wirkende Hohlraum (1) als ein Helmholtz- Resonator, als ein Lambda/4 - Resonator, als ein Lambda/2 - Resonator oder als Kombination mindestens von zwei dieser Re- sonatoren ausgebildet ist.
3. Strömungsmaschine (100) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der mindestens eine Hohlraum (1) eine vorgegebene Dimensionierung aufweist, insbesondere eine vorgegebene Breite und/oder vorgegebene Tiefe und/oder vorgegebene Form.
4. Strömungsmaschine (100) nach mindestens einem der voran- stehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der mindestens eine Hohlraum (1) eine vorgegebene Position in der Laufradseitenraumwand (6, 7) aufweist, insbesondere eine vorgegebene radiale Position und/oder Umfangsposition in der Laufradseitenraumwand (6, 7) .
5. Strömungsmaschine (100) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass eine Eigenfrequenz und/oder eine Eigenform des mindes- tens einen Hohlraums (1) auf eine Eigenfrequenz und/oder eine Eigenform eines Akustikmode in dem Laufradseitenraum (4, 5) abgestimmt ist, insbesondere auf eine Flügelradumlauffrequenz („blade passing frequency" bzw. „vane passing frequency") der Strömungsmaschine (100) oder einer höheren Harmonischen da- von, und/oder auf eine Wirbelablösefrequenz.
6. Strömungsmaschine (100) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Hohlraum (1) eine ringförmig in der Laufradseitenraumwand (4, 5) umlaufende Nut, eine in der Laufradseitenraumwand (4, 5) ausgebildete Bohrung, eine in der Laufradseitenraumwand (4, 5) ausgebildete Kammer (8) oder ein in der Laufradseitenraumwand (4, 5) ausgebildetes Kammernsystem (9) von mehreren untereinander verbundenen Kammern (8), ist.
7. Strömungsmaschine (100) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Hohlraum (1) eine Hohlraumöffnung (21) oder mehrere Hohl- raumöffnungen zu dem Laufradseitenraum (4, 5) aufweist.
8. Strömungsmaschine (100) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche gekennzeichnet durch mehrere dieser Hohl- räume (1) mit jeweils unterschiedlichen Hohlraumdimensionie- rungen, insbesondere mit unterschiedlichen Tiefen, Breiten und/oder Formen dieser Hohlräume (1), und/oder mit jeweils unterschiedlichen Positionen, insbesondere Radial- und/oder Umfangspositionen, dieser Hohlräume (1) in der Laufradseiten- raumwand (4 , 5 ) .
9. Strömungsmaschine (100) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Scheibenelement (14, 19) eine Deckscheibe (19) und der Laufradseitenraum (4, 5) ein deckscheibenseitiger Laufradse tenraum (4) ist oder dass das Scheibenelement (14, 19) eine Radscheibe (14) und der Laufradseitenraum (4, 5) ein rad- scheibenseitiger Laufradseitenraum (5) ist.
10. Strömungsmaschine (100) nach mindestens einem der voran stehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Strömungsmaschine (100) eine radiale Strömungsmaschine, insbesondere ein Radialverdichter oder eine Radialturbine, oder eine halbaxiale Strömungsmaschine ist.
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