WO2024100238A1 - Verdichter - Google Patents

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WO2024100238A1
WO2024100238A1 PCT/EP2023/081392 EP2023081392W WO2024100238A1 WO 2024100238 A1 WO2024100238 A1 WO 2024100238A1 EP 2023081392 W EP2023081392 W EP 2023081392W WO 2024100238 A1 WO2024100238 A1 WO 2024100238A1
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WO
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flow
compressor wheel
compressor
flow channels
region
Prior art date
Application number
PCT/EP2023/081392
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Daniel Schulze
Ivo Sandor
Alexander H. Taylor
Pavan Naik
Aneel SINGH
Bojan SEKUTKOVSKI
Nathan BIXLER
Borislav JELISAVAC
Philipp BLASCH
Joseph WICHLINSKI
Nisar Al-Hasan
Original Assignee
BMTS Technology GmbH & Co. KG
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Filing date
Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/284—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/30—Vanes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/50—Inlet or outlet
    • F05D2250/52—Outlet
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/80—Size or power range of the machines

Definitions

  • the invention relates to a compressor with a rotatably mounted compressor wheel, wherein the compressor wheel has a radially inner inflow region and a radially outer outflow region, wherein the inflow region is connected to the outflow region via flow channels which run from the inflow region to the outflow region, wherein the flow channels in the outflow region form flow outlets which are arranged at a distance from the axis of rotation of the compressor wheel, wherein the flow channels each have a flow cross-section extending in the circumferential direction of the compressor wheel, wherein the flow channels have a channel length running from the inflow region to the outflow region and wherein the flow channels have a minimal flow channel cross-section along the channel length.
  • EP 3 421 825 A1 shows an example of a turbo compressor.
  • These turbo compressors use a compressor wheel that is held on a drive shaft.
  • Such compressors are designed as radial compressors or centrifugal compressors.
  • the compressor wheel sucks in the air to be compressed in the axial direction centrally at its inflow area.
  • the sucked-in air then enters the flow channels via the flow inlets.
  • the air is guided in the flow channels and, as the compressor wheel rotates, is conveyed radially outwards by the centrifugal forces acting.
  • the compressed air therefore leaves the flow channel at the flow outlet.
  • a compressor that conveys a fluid with a very low mass flow (for example in the range between 1-10 g/s) while simultaneously maintaining high pressure ratios (differential pressure between the pressure in the outflow area and the inflow area in the range greater than 2 bar).
  • a compressor that conveys a fluid with a very low mass flow (for example in the range between 1-10 g/s) while simultaneously maintaining high pressure ratios (differential pressure between the pressure in the outflow area and the inflow area in the range greater than 2 bar).
  • the required pressure ratio can be achieved in conjunction with a turbo compressor with a corresponding circumferential speed at the flow outlet of the compressor wheel. Due to the limited speed of the drive of around 100,000 rpm with which the compressor wheel is driven (for example by means of an electric motor), achieving the high pressure ratios is a challenge. The circumferential speed required for this can therefore only be achieved by large compressor wheel outlet diameters. This leads to a design with a very low diameter-specific throughput. This diameter-specific throughput of turbo compressors is essentially determined by the flow cross-section between the blades, the rotor hub and the housing contour and can only be varied to a limited extent in terms of design. When designing a very low diameter-specific throughput, the channel cross-section must be dimensioned accordingly small.
  • the channel height cannot be less than the gap height. If, in the limiting case, the channel height corresponds to the gap height, there is no space left for the rotor blades and the compressor can no longer perform its function. If the diameter-specific throughput in this hypothetical case is still greater than the requirement, it is not technically possible to design a corresponding turbo compressor. Even before the limiting case described, the reduction in the blade height results in a very unfavorable surface to volume ratio. This means that there is almost no free flow cross-section due to the boundary layers, which means that a technically sensible design is not possible.
  • This object is achieved in that the distance of the flow outlet which is furthest from the axis of rotation of the compressor wheel forms a radius for calculating a circular area, and that the sum of the minimum flow channel cross sections of all flow channels of the compressor wheel in relation to this circular area is less than 0.01, preferably less than 0.008.
  • the flow through the compressor wheel is limited due to the design of the flow channels. Only small mass flows are conveyed, but at the same time the compressor principle used in radial compressors is retained in order to achieve the desired high pressure ratio.
  • the compression ratio can be adjusted.
  • the Flow channels in terms of their number and cross-section determine the throughput. This allows the compressor to be scaled in both relevant dimensions (throughput and pressure ratio).
  • the compressor can be operated reliably and stably.
  • the stable operation of the compressor is characterized by the fact that the operating points lie within the two operating limits (surge and plugging limit).
  • the solution according to the invention can be used to create compressors with which dimensionless speed parameters o in the range between 0.01 and 0.05, preferably between 0.01 and 0.03, can be achieved, where o is calculated according to the formula:
  • V volume flow of the pumped fluid.
  • the solution according to the invention can be used, for example, to create compressors with which dimensionless diameter values ö in the range between 20 and 100, preferably 20 to 70, can be achieved, where ö is calculated according to the formula:
  • Inflow area p density of the pumped fluid
  • V volume flow of the pumped fluid.
  • the volume occupied by the compressor wheel is at least 3 times larger than the sum of the channel volumes of the flow channels, and/or that the maximum opening width of the flow outlets or at least some of the flow outlets of the compressor wheel extends in the circumferential direction over a maximum central angle of 10°.
  • the volume of the compressor wheel is determined from the outer contour of the compressor wheel, whereby internal cavities, such as recesses or hollow spaces within the compressor wheel, are not taken into account.
  • the volume of the impeller is many times larger than the sum of the volumes of the flow channels of the compressor wheel.
  • the compression ratio can be adjusted by adjusting the outer diameter of the compressor wheel.
  • the throughput can be adjusted by adjusting the flow channels (in terms of their number and cross-section). This means that the compressor can be scaled in both relevant dimensions (throughput and pressure ratio).
  • the volume taken up by the compressor wheel can be at least 6 times, preferably at least 8 times, larger than the sum of the channel volumes of the flow channels and/or that the maximum opening width of the flow outlets or at least some of the flow outlets of the compressor wheel extends in the circumferential direction over a maximum center angle of 0.5° to 10°, preferably over a maximum center angle of 1° to 7°, and/or that the maximum opening width of the flow inlets of the flow channels or at least some of the flow inlets of the flow channels of the compressor wheel extends in the circumferential direction over a maximum center angle of 3° to 20°, preferably over a maximum central angle of 6° to 14°.
  • These designs are particularly suitable for the effective cleaning of sensor surfaces.
  • the flow channels are designed as circumferentially closed cavities, at least in some areas.
  • no blades are used in this solution.
  • the cross-sectional area that determines the throughput can be adjusted both by adjusting the cross-sectional areas of the cavities and by changing the number of cavities.
  • a preferred variant of the invention can be such that the size of the flow cross section of at least some of the flow channels does not change in the direction of the channel length, at least in some areas.
  • This design of a compressor wheel is easy to manufacture. It can preferably be provided that at least some of the flow channels in a region between the flow inlet and the flow outlet have the shape of a cylindrical bore. For example, the bores can then simply be drilled into a compressor wheel. The bores can run radially or can also run at an angle in or opposite to the direction of rotation of the compressor wheel.
  • the size of the flow cross section of at least some of the flow channels changes at least in some areas in the direction of the channel length. This can further influence the mass flow rate through the flow channel and in particular also the pressure ratio generated at a given speed.
  • the flow cross-section tapers outwards in the radial direction in a region between the flow inlet and the flow outlet. This can effectively compensate for the increase in the density of the fluid being pumped in the flow channel.
  • a compressor according to the invention can be such that the flow outlet of at least some of the flow channels is arranged offset from the flow inlet in the circumferential direction and/or in the axial direction. In this way, incorrect flow at the flow inlet and the outflow angle at the flow outlet of the compressor wheel can be adjusted in order to influence the compressor, for example with regard to operational stability and pressure level.
  • This can be additionally or alternatively improved by at least some of the flow channels being curved in the circumferential direction in an area between the flow inlet and the flow outlet.
  • the compressor wheel can be designed to optimize installation space.
  • one of the components has a groove running in the direction of the channel length, which delimits the flow channel and the other component completes or covers the groove at least in part.
  • the groove can be easily machined into the component in the desired shape, e.g. milled.
  • the cross-sectional area of at least one flow channel at the flow inlet and/or at the flow outlet is at least 0.5 mm 2 and a maximum of 15 mm 2 , preferably at least 1 mm 2 and a maximum of 5 mm 2 , in order to achieve the desired conveying effect.
  • the object of the invention is also achieved with an assembly, in particular for a land vehicle or a watercraft or an aircraft, with a optical sensor, in particular a lidar sensor, and a compressor according to one of claims 1 to 12, wherein a channel connection is arranged between the compressor wheel and the sensor in order to guide the fluid compressed by the compressor wheel, in particular air, to a surface of the sensor for cleaning purposes.
  • Figure 1 shows a perspective partial view of a compressor
  • FIG. 1 shows the compressor according to Figure 1 in full section
  • Figure 3 shows a compressor wheel for a compressor in full section and along the section line marked Ill-Ill in Figure 4,
  • Figure 4 shows the compressor wheel according to Figure 3 along the section marked IV-IV in Figure 3 and
  • FIGS 5a-5f show different design variants of compressor wheels.
  • Figure 1 shows a compressor that can be used, for example, in a cleaning system in which compressed air can be used for cleaning.
  • the cleaning system can be used, for example, to clean an optical surface of a sensor, in particular a lidar sensor.
  • FIG 2 shows the compressor in detail and in full section.
  • the compressor has a drive unit, which can be designed as an electric motor 41, for example.
  • the electric motor 41 has a motor rotor 44, to which a motor stator 45 is assigned.
  • the motor rotor 44 is connected to a drive shaft 42.
  • the drive shaft 42 and the motor rotor 41 can form an integral component.
  • the drive shaft 42 is connected to a compressor wheel 10 in a rotationally fixed manner.
  • the motor stator 45 of the electric motor 41 is housed in a housing with a housing part 40.
  • the housing part 40 can be closed off by means of a bearing part 30.
  • the bearing part 30 has a bearing holder 32 in which a bearing 33 for supporting the drive shaft 42 is accommodated.
  • the bearing part 30 is sealed off from the housing part 40 (seals 34).
  • the compressor wheel 10 can preferably be made in one piece. However, it is also conceivable that the compressor wheel 10 is made in several parts, in particular in two parts.
  • the compressor wheel 10 has a hub 12, with which the compressor wheel 10 is connected to the drive shaft 42 in a rotationally fixed manner.
  • the compressor wheel 10 is connected, in particular clamped, to the drive shaft 42 by means of a nut 43, which is screwed onto a thread of the drive shaft 42.
  • a spacer sleeve 18 is arranged between the nut 43 and a support surface of the hub 12.
  • a sealing bush 35 can be arranged between the compressor wheel 10 and the bearing 33, which seals the bearing 33 from the flow channel. Furthermore, a support disk 31 can be provided, which secures the bearing 33, for example a ball bearing, on its outer ring.
  • the compressor wheel 10 has a central inflow region 11, which can be incorporated in the form of a recess in the compressor wheel 10 in the region of an inflow side 16.
  • flow channels 15 are incorporated in the compressor wheel 10, which are designed in the form of cavities.
  • the cavities are surrounded on all sides in their circumferential direction by the geometry of the compressor wheel 10.
  • the inflow region 11 can be designed such that it is at least partially delimited by a circumferential inner wall 13.
  • the inner wall 13 has openings which are designed in the form of flow inlets 15.1 of the flow channels 15.
  • the compressor wheel 10 In the area of its outer circumference, the compressor wheel 10 has an outflow area 14. There, the flow channels 15 each open into a flow outlet 15.2.
  • the flow channels 15 have a flow cross-section that varies or remains constant in the direction of the channel length.
  • the volume of a flow channel 15 is calculated accordingly from the channel length and the flow cross-section.
  • the flow channels 15 introduced into the compressor wheel 10 in the form of cavities have a total channel volume.
  • the compressor wheel takes up a compressor wheel volume.
  • the compressor wheel volume is an integer multiple larger than the channel volume. As already mentioned above, the compressor wheel volume should be determined by the outer edge of the compressor wheel 10.
  • the flow channels 15 are arranged at a distance from one another in the circumferential direction.
  • the angular distance in the area of the flow outlet 15.2 and/or in the area of the flow inlet 15.1 is at least 18°.
  • FIG. 2 further illustrates that a housing with at least one housing part 20 can be provided, which has or forms a spiral channel 22.
  • This spiral channel 22 opens into the outflow area 14 on the circumferential side of the compressor wheel 10.
  • the flow channels 15 thus open into the spiral channel 22 at their flow outlet 15.2.
  • a compressed air connection 24 is provided to which a compressed air line can be connected.
  • the compressed air connection 24 is preferably connected in one piece to the housing or the housing part 20.
  • the housing or the housing part 20 can have a connection piece 23 which has an intake channel 23.1
  • the intake duct 23.1 is led to the inflow area 11.
  • An air supply line can be connected to the connection piece 23 so that the compressor wheel 10 can suck in air via the intake duct 23.1 to the flow inlets 15.1 of the flow ducts 15.
  • Figure 2 illustrates that the housing part 20 can have a centering receptacle 21, on which the housing part 20 is aligned with respect to the housing part 40 or with respect to the bearing part 30.
  • the housing part 20 may form a wheel receptacle 25 in which the compressor wheel 10 is at least partially accommodated.
  • the wheel receptacle 25 is delimited by the housing part 20 and the housing of the electric motor 41, in this case by the bearing part 30 of the electric motor 41.
  • the compressor wheel 10 is accommodated in a wheel holder 25, which is sealed from the environment except for the air inlet opening (intake channel 23.1) and the exhaust air opening (spiral channel 22).
  • seals 34 are provided for this purpose between the bearing part 30 and the housing part 40.
  • FIG 3 shows a possible design variant of a compressor wheel, such as can be used in the compressor according to Figures 1 and 2.
  • the compressor wheel 10 has flow channels 15 that run in the radial direction and are incorporated into the material of the compressor wheel 10 in the form of conical bores.
  • the flow channels 15 taper continuously or discontinuously outwards in the radial direction. It is also conceivable that cylindrical bores are used for the flow channels 15.
  • flow channels 15 are used whose flow cross-section expands continuously or discontinuously along the channel length and in the flow direction, at least in partial areas.
  • Figures 3 and 4 illustrate that the compressor wheel 10 can again have a hub 12, which has an inflow area 11 in the area of an inflow side 16 and can have a drive side 17 opposite the inflow side 16 for connection to a drive shaft 42, for example of an electric motor 41.
  • Figure 3 shows that all flow outlets of the flow channels 15 are evenly spaced from the axis of rotation of the compressor wheel 10 by the dimension R, where R is preferably the radius of the outer circumference of the compressor wheel 10.
  • the circular area, which is calculated using the radius R, is A mm 2 .
  • the flow channels 15 have a minimum flow channel cross-section in the area of the flow outlets. The sum of these minimum flow channel cross-sections of all flow channels 15 of the compressor wheel 10 is B mm 2 .
  • the compressor wheel 10 occupies a space with a volume. This volume is determined without taking into account any cavities or recesses in the compressor wheel 10. In other words, the volume of the compressor wheel 10 results from the volume that surrounds the compressor wheel 10. This volume is at least 3 times larger than the sum of the volumes of the flow channels 15.
  • Figure 4 illustrates that the maximum opening width of the flow outlets of the flow channels 15 of the compressor wheel 10 extends in the circumferential direction over a maximum center angle of 10°
  • FIGs 5A and 5F show various design variants of compressor wheels 10.
  • the compressor wheels 10 correspond in principle in their structure to the compressor wheels 10 as described in relation to Figures 1-4. To avoid repetition, reference can therefore be made to the above explanations. Only the differences between these compressor wheels are explained below.
  • the design variants according to Figures 5a to 5f differ with regard to the arrangement and design of their flow channels 15.
  • Figure 5a shows a compressor wheel 10 with radially extending flow channels 15, which are designed in the form of cylindrical bores.
  • Figure 5b shows a compressor wheel 10 with flow channels 15 that run radially.
  • the flow cross sections of these flow channels 15 taper continuously in the radial direction outwards along the channel length.
  • Figures 5c and 5d show compressor wheels 10 with flow channels 15 that are curved along the length of the channel. According to Figure 5c, flow channels 15 are provided that are curved against the direction of rotation w. Figure 5b shows flow channels 15 that are curved in the direction of rotation w.
  • the flow channels 15 may have regions that are curved both in and opposite to the direction of rotation w. It is also conceivable for the flow channels 15 to have a constant flow cross-section along their channel length or to have a varying flow cross-section.
  • FIGs 5e and 5f illustrate that, within the scope of the invention, the flow channels 15 can be designed such that the flow inlet 15.1 is offset from the flow outlet 15.2 in the direction of rotation Omega.
  • This feature can be implemented in all compressor wheels 10 according to the invention, in particular in the compressor wheels according to Figures 5a to 5d.

Landscapes

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

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Verdichter mit einem drehbar gelagerten Verdichterrad (10), wobei das Verdichterrad (10) einen radial inneren Zuströmbereich (11) und einen radial äußeren Abströmbereich (14) aufweist, wobei der Zuströmbereich (11) mit dem Abströmbereich (14) über Strömungskanäle (15) verbunden ist, die von dem Zuströmbereich (11) zum Abströmbereich (14) verlaufen, wobei die Strömungskanäle (15) jeweils einen in Umfangsrichtung des Verdichterrads (10) gemessenen Strömungsquerschnitt aufweisen, wobei die Strömungskanäle (15) eine von dem Zuströmbereich (11) zu dem Abströmbereich (14) verlaufende Kanallänge aufweisen, und wobei die Strömungskanäle (15) ein Kanalvolumen aufweisen, das sich aus dem Strömungsquerschnitt und der Kanallänge ergibt. Um mit einem solchen Verdichter bei sehr geringem durchmesserspezifischen Durchsatz gleichzeitig hohe Druckverhältnisse zu erreichen, ist es erfindungsgemäß vorgesehen, dass das Volumen, welches das Verdichterrad (10) einnimmt mindestens um das 3-fache größer ist als die Summe der Kanalvolumina der Strömungskanäle (15), und/oder dass der in Umfangsrichtung des Verdichterrads (10) gemessene Winkelabstand zweier benachbarter Strömungskanäle (15) an ihrem Strömungseintritt (15.1) im Zuströmbereich (11) und/oder an ihrem Strömungsaustritt (15.2) im Abströmbereich mindestens 18° beträgt.

Description

Verdichter
Die Erfindung betrifft einen Verdichter mit einem drehbar gelagerten Verdichterrad, wobei das Verdichterrad einen radial inneren Zuströmbereich und einen radial äußeren Abströmbereich aufweist, wobei der Zuströmbereich mit dem Abströmbereich über Strömungskanäle verbunden ist, die von dem Zuströmbereich zum Abströmbereich verlaufen, wobei die Strömungskanäle im Abströmbereich Strömungsaustritte bilden, die beabstandet zu der Drehachse des Verdichterrads angeordnet sind, wobei die Strömungskanäle jeweils einen sich in Umfangsrichtung des Verdichterrads erstreckenden Strömungsquerschnitt aufweisen, wobei die Strömungskanäle eine von dem Zuströmbereich zu dem Abströmbereich verlaufende Kanallänge aufweisen und wobei die Strömungskanäle längs der Kanallänge einen minimalen Strömungskanal-Querschnitt aufweisen.
Aus dem Stand der Technik sind Verdichter in vielfältigen Ausführungen bekannt. Ein Beispiel eines Turboverdichters zeigt EP 3 421 825 A1. Bei diesen Turboverdichtern ist ein Verdichterrad verwendet, das auf einer Antriebswelle gehalten ist. Zur Erzeugung eines hohen Drucks und eines hohen Massenstroms sind solche Verdichter als Radialverdichter oder Zentrifugalverdichter ausgeführt. Das Verdichterrad saugt dabei die zu verdichtende Luft in Achsrichtung zentral an seinem Zuströmbereich an. Die angesaugte Luft gelangt dann über die Strömungseintritte in die Strömungskanäle. In den Strömungskanälen wird die Luft geleitet und bei rotierendem Verdichterrad über die wirkenden Zentrifugalkräfte radial nach außen gefördert. An dem Strömungsaustritt verlässt die komprimierte Luft mithin den Strömungskanal. Für bestimmte Anwendungen kann es nun gefordert sein, einen Verdichter bereitzustellen, der zur Erzeugung eines hohen Drucks geeignet ist, wobei allerdings nur ein kleiner Massenstrom zur Verfügung gestellt wird.
Beispielsweise kann es bei einer erfindungsgemäßen Anwendung gefordert sein, einen Verdichter bereitzustellen der ein Fluid mit sehr geringem Massenstrom (beispielsweise im Bereich zwischen 1-10 g/s) fördert, bei gleichzeitig hohen Druckverhältnissen (Differenzdruck zwischen dem Druck im Abströmbereich und dem Zuströmbereich im Bereich größer 2 bar). Diese sehr speziellen Anforderungen können aus einer Anwendung des erfindungsgemäßen Verdichters resultieren, bei der Umgebungsluft verdichtet wird, um diese einem mit Druckluft betriebenen Reinigungssystem für Lidar Sensoren bereitzustellen. Der Einsatz eines solchen Reinigungssystems kann beispielsweise erfindungsgemäß bei autonomen Fahrzeugen mit Lidar Sensoren vorgesehen sein.
Das geforderte Druckverhältnis kann in Verbindung mit einem Turboverdichter einhergehend mit einer korrespondierenden Umfangsgeschwindigkeit am Strömungsaustritt des Verdichterrads erreicht werden. Aufgrund der begrenzten Drehzahl des Antriebes auf etwa 100.000 U/min mit dem das Verdichterrad angetrieben wird (beispielsweise mittels eines Elektromotors), stellt das Erreichen der hohen Druckverhältnisse eine Herausforderung dar. Die hierzu erforderliche Umfangsgeschwindigkeit kann demnach ausschließlich durch große Verdichterrad- Austrittsdurchmesser realisiert werden. Dies führt zu einer Auslegung mit einem sehr geringen durchmesserspezifischen Durchsatz. Dieser durchmesserspezifische Durchsatz von Turboverdichtern wird im Wesentlichen durch den Strömungsquerschnitt zwischen den Schaufeln, der Rotornabe und der Gehäusekontur bestimmt und lässt sich lediglich begrenzt auslegungstechnisch variieren. Bei einer Auslegung eines sehr niedrigen durchmesserspezifischen Durchsatzes ist der Kanalquerschnitt entsprechend klein zu dimensionieren. Das führt bei einer extremen Ausführung zu einem ungünstigen Verhältnis zwischen der Schaufelhöhe und der Spalthöhe zwischen dem Verdichterrad und dem Gehäuse. Letztendlich kann die Kanalhöhe die Spalthöhe nicht unterschreiten. Entspricht im Grenzfall die Kanalhöhe der Spalthöhe, verbleibt kein Bauraum mehr für die Rotorschaufeln und der Verdichter kann seiner Funktion nicht mehr nachkommen. Ist der durchmesserspezifische Durchsatz in diesem hypothetischen Fall immer noch größer als die Anforderung, so kann die Auslegung eines entsprechenden Turboverdichters technisch nicht erfolgen. Bereits vor dem beschriebenen Grenzfall wird durch die Reduktion der Schaufelhöhe ein sehr ungünstiges Oberflächen- zu Volumenverhältnis erreicht. Dies führt dazu, dass aufgrund der Grenzschichten nahezu kein freier Strömungsquerschnitt vorherrscht, wodurch eine technisch sinnvolle Auslegung nicht möglich ist.
Es ist die Aufgabe der Erfindung einen Verdichter bereitzustellen, welcher einen sehr geringen durchmesserspezifischen Durchsatz aufweist, aber dennoch hohe Druckverhältnisse erreicht und ein stabiles Betriebsverhalten aufweist.
Diese Aufgabe wird dadurch gelöst, dass der Abstand des Strömungsaustritts, der am weitesten von der Drehachse des Verdichterrads beabstandet ist einen Radius zur Berechnung einer Kreisfläche bildet, und dass die Summe der minimalen Strömungskanal-Querschnitte aller Strömungskanäle des Verdichterrads bezogen auf diese Kreisfläche kleiner 0,01 beträgt, vorzugsweise kleiner 0,008 beträgt.
Mit anderen Worten gilt also: min Querschnitts fläche Kanäle
Fläche resultierend aus maximalen Durchmesser < 0,01, vorzugsweise <0,008.
Im Gegensatz zu den bekannten Turboverdichtern wird bei der erfindungsgemäßen Lösung der Durchfluss durch das Verdichterrad infolge der. Ausführung der Strömungskanäle begrenzt. Dabei werden nur geringe Massenströme gefördert, wobei jedoch gleichzeitig das bei Radialverdichtern verwendete Verdichterprinzip beibehalten wird, um das gewünschte hohe Druckverhältnis zu erreichen.
Durch die Beabstandung der Strömungsaustritte von der Drehachse kann die Höhe des Verdichtungsverhältnisses angepasst werden. Durch die Anpassung der Strömungskanäle (hinsichtlich ihrer Anzahl und ihres Querschnitts) der Durchsatz. Somit ist eine Skalierbarkeit des Verdichters in beide relevanten Dimensionen (Durchsatz und Druckverhältnis) gegeben. Dabei kann der Verdichter betriebssicher stabil betrieben werden. Der stabile Betrieb des Verdichters ist dadurch gekennzeichnet, dass die Betriebspunkte innerhalb der beiden Betriebsgrenzen (Pump & Stopfgrenze) liegen.
Beispielsweise lassen sich mit der erfindungsgemäßen Lösung Verdichter schaffen, mit denen sich dimensionslose Drehzahlkennwerte o im Bereich zwischen 0,01 bis 0,05, vorzugsweise zwischen 0,01 bis 0,03, erreichen lassen, wobei sich o berechnet gemäß der Formel:
<j = [V x 2 x VTT] [(Ap/p x 2)3/4]
Dabei gilt:
Ap = Differenzdruck zwischen dem Druck im Abströmbereich und dem Druck im Zuströmbereich p = Dichte des geförderten Fluids
V = Volumenstrom des geförderten Fluids.
Zusätzlich oder alternativ lassen sich beispielsweise mit der erfindungsgemäßen Lösung Verdichter schaffen, mit denen sich dimensionslose Durchmesserkennwerte ö im Bereich zwischen 20 bis 100, vorzugsweise 20 bis 70, erreichen lassen, wobei sich ö berechnet gemäß der Formel:
Figure imgf000006_0001
Dabei gilt:
Ap = Differenzdruck zwischen dem Druck im Abströmbereich und dem Druck im
Zuströmbereich p = Dichte des geförderten Fluids
V = Volumenstrom des geförderten Fluids. Solche dimensionslose Drehzahl und/oder Durchmesserkennwerte führen zu völlig neuen Arbeitsmaschinen, die so aus dem Stand der Technik noch nicht bekannt waren
Gemäß einer möglichen Erfindungsvariante kann es vorgesehen sein, dass das Volumen, welches das Verdichterrad einnimmt, mindestens um das 3-fache größer ist als die Summe der Kanalvolumina der Strömungskanäle, und/oder dass die maximale Öffnungsweite der Strömungsaustritte oder zumindest eines Teils der Strömungsaustritte des Verdichterrads sich in Umfangsrichtung über einen maximalen Mittelpunktswinkel von 10° erstreckt.
Dabei wird das Volumen des Verdichterrads aus der Außenkontur des Verdichterrads ermittelt, wobei innere Kavitäten, beispielsweise Ausnehmungen oder Hohlräume innerhalb des Verdichterrads unberücksichtigt bleiben.
Das Volumen des Laufrades ist um ein Vielfaches größer als das der Summe der Volumina der Strömungskanäle des Verdichterrads. Durch eine Anpassung des Außendurchmessers des Verdichterrads kann die Höhe des Verdichtungsverhältnisses angepasst werden. Durch die Anpassung der Strömungskanäle (hinsichtlich ihrer Anzahl und ihres Querschnitts) der Durchsatz. Somit ist eine Skalierbarkeit des Verdichters in beide relevanten Dimensionen (Durchsatz und Druckverhältnis) gegeben.
Vorzugsweise kann es so sein, dass das Volumen, welches das Verdichterrad einnimmt, mindestens um das 6-fache, vorzugsweise mindestens um das 8-fache, größer ist als die Summe der Kanalvolumina der Strömungskanäle und/oder dass die maximale Öffnungsweite der Strömungsaustritte oder zumindest eines Teils der Strömungsaustritte des Verdichterrads sich in Umfangsrichtung über einen maximalen Mittelpunktswinkel von 0,5° bis 10°, vorzugsweise über einen maximalen Mittelpunktswinkel von 1 ° bis 7°, erstreckt, und/oder dass die maximale Öffnungsweite der Strömungseintritte der Strömungskanäle oder zumindest eines Teils der Strömungseintritte der Strömungskanäle des Verdichterrads sich in Umfangsrichtung über einen maximalen Mittelpunktswinkel von 3° bis 20°, vorzugsweise über einen maximalen Mittelpunktswinkel von 6° bis 14°, erstreckt. Diese Gestaltungen eignen sich besonders für die effektive Reinigung von Sensoroberflächen.
Gemäß einer bevorzugten Ausgestaltungsvariante der Erfindung kann es vorgesehen sein, dass zumindest ein Teil der Strömungskanäle wenigstens bereichsweise als umlaufend geschlossene Kavitäten ausgebildet sind. Im Gegensatz zu bekannten Turboverdichtern kommen bei dieser Lösung keine Schaufeln zum Einsatz. Somit ergibt sich bei dieser Lösung kein Grenzfall zwischen der möglichen Schaufelhöhe und dem notwenigen Spalt. Vielmehr kann die durchsatzbestimmende Querschnittsfläche sowohl durch Anpassung der Querschnittsflächen der Kavitäten als auch über die Anzahl der Kavitäten angepasst werden.
Eine bevorzugte Erfindungsvariante kann dergestalt sein, dass sich die Größe des Strömungsquerschnitts wenigstens eines Teils der Strömungskanäle in Richtung der Kanallänge zumindest bereichsweise nicht verändert. Diese Ausführung eines Verdichterrads lässt sich einfach fertigen. Vorzugsweise kann es dabei vorgesehen sein, dass wenigstens ein Teil der Strömungskanäle in einem Bereich zwischen dem Strömungseintritt und dem Strömungsaustritt die Form einer zylindrischen Bohrung aufweist. Beispielsweise können die Bohrungen dann einfach in ein Verdichterrad eingebohrt werden. Die Bohrungen können dabei radial verlaufen oder auch in oder entgegengesetzt zur Drehrichtung des Verdichterrads geneigt verlaufen.
Im Rahmen der Erfindung ist es auch denkbar, dass sich die Größe des Strömungsquerschnitts wenigstens eines Teils der Strömungskanäle in Richtung der Kanallänge zumindest bereichsweise ändert. Hierdurch kann der Massendurchsatz durch den Strömungskanal und insbesondere auch das erzeugte Druckverhältnis bei gegebener Drehzahl weiter beeinflussen.
Vorzugsweise kann vorgesehen sein, dass bei wenigstens einem Teil der Strömungskanäle sich der Strömungsquerschnitt in einem Bereich zwischen dem Strömungseintritt und dem Strömungsaustritt in Radialrichtung nach außen verjüngt. Dadurch kann wirksam die Zunahme der Dichte des geförderten Fluids im Strömungskanal kompensiert werden.
Ein erfindungsgemäßer Verdichter kann dergestalt sein, dass der Strömungsaustritt wenigstens eines Teils der Strömungskanäle gegenüber dem Strömungseintritt in Umfangsrichtung und/oder in Achsrichtung versetzt angeordnet ist. Hierdurch können Fehlanströmungen am Strömungseintritt als auch der Abströmungswinkel am Strömungsaustritt des Verdichterrads angepasst werden, um den Verdichter, beispielsweise bezüglich der Betriebsstabilität und der Druckhöhe, zu beeinflussen. Dies lässt sich noch zusätzlich oder alternativ dadurch verbessern, dass wenigstens ein Teil der Strömungskanäle in Umfangsrichtung in einem Bereich zwischen dem Strömungseintritt und dem Strömungsaustritt gekrümmt verlaufen.
Bei einem Versatz in Achsrichtung lässt sich das Verdichterrad bauraumoptimiert gestalten.
Wenn vorgesehen ist, dass wenigstens ein Teil der Strömungskanäle im Bereich zwischen zwei miteinander verbundenen Bauteilen gebildet ist/sind, dann lassen sich auch komplizierte Strömungskanal-Verläufe einfach fertigen. Besonders bevorzugt kann es hierbei vorgesehen sein, dass eines der Bauteile eine in Richtung der Kanallänge verlaufende Nut aufweist, die den Strömungskanal begrenzt und das andere Bauteil die Nut wenigstens bereichsweise vervollständigt oder abdeckt. Die Nut kann in der gewünschten Form einfach in das Bauteil eingearbeitet, bspw. eingefräst werden.
Gemäß einer möglichen Erfindungsvariante kann es vorgesehen sein, dass die Querschnittsfläche wenigstens eines Strömungskanals am Strömungseintritt und/oder am Strömungsaustritt mindestens 0,5 mm2 und maximal 15 mm2 beträgt, vorzugsweise mindestens 1 mm2 und maximal 5 mm2, beträgt, um die gewünschte Förderwirkung zu erreichen.
Die Aufgabe der Erfindung wird auch gelöst mit einer Baugruppe, insbesondere für ein Landfahrzeug oder ein Wasserfahrzeug oder ein Luftfahrzeug, mit einem optischen Sensor, insbesondere einem Lidar-Sensor, und einem Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 12, wobei zwischen dem Verdichterrad und dem Sensor eine Kanalverbindung angeordnet ist, um das von dem Verdichterrad komprimierte Fluid, insbesondere Luft, einer Oberfläche des Sensors zu Reinigungszwecken zuzuleiten.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand von in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 in perspektivischer Teildarstellung einen Verdichter,
Figur 2 den Verdichter gemäß Figur 1 im Vollschnitt,
Figur 3 ein Verdichterrad für einen Verdichter im Vollschnitt und entlang des in Figur 4 mit Ill-Ill markierten Schnittverlaufs,
Figur 4 das Verdichterrad gemäß Figur 3 entlang des in Figur 3 mit IV-IV markierten Schnittverlaufs und
Figuren 5a-5f verschiedene Ausgestaltungsvarianten von Verdichterrädern.
Figur 1 zeigt einen Verdichter, der beispielsweise in einem Reinigungssystem eingesetzt werden kann, bei dem Druckluft zur Reinigung verwendet sein kann. Dabei kann das Reinigungssystem beispielsweise zur Reinigung einer optischen Oberfläche eines Sensors, insbesondere eines Lidar-Sensors, verwendet werden.
Figur 2 zeigt den Verdichter im Detail und im Vollschnitt. Wie diese Darstellung veranschaulicht, besitzt der Verdichter eine Antriebseinheit, die beispielsweise als Elektromotor 41 ausgebildet sein kann. Der Elektromotor 41 besitzt einen Motor- Rotor 44, dem ein Motor-Stator 45 zugeordnet ist. Der Motor-Rotor 44 ist an eine Antriebswelle 42 angeschlossen. Die Antriebswelle 42 und der Motor-Rotor 41 können ein integrales Bauteil bilden. Die Antriebswelle 42 ist drehfest mit einem Verdichterrad 10 verbunden. Der Motor-Stator 45 des Elektromotors 41 ist in einem Gehäuse mit einem Gehäuseteil 40 untergebracht. Dabei kann es so sein, dass das Gehäuseteil 40 mittels eines Lagerteils 30 abgeschlossen werden kann. Das Lagerteil 30 besitzt eine Lageraufnahme 32, in dem ein Lager 33 zur Lagerung der Antriebswelle 42 aufgenommen ist. Das Lagerteil 30 ist gegenüber dem Gehäuseteil 40 abgedichtet (Dichtungen 34).
Das Verdichterrad 10 kann vorzugsweise einteilig gefertigt sein. Denkbar ist es jedoch auch, dass das Verdichterrad 10 mehrteilig, insbesondere 2-teilig, ausgeführt ist.
Das Verdichterrad 10 besitzt einen Nabe 12, mit der das Verdichterrad 10 drehfest mit der Antriebswelle 42 verbunden ist. Zu diesem Zweck kann es vorgesehen sein, dass das Verdichterrad 10 mittels einer Mutter 43, die auf ein Gewinde der Antriebswelle 42 aufgeschraubt ist, mit der Antriebswelle 42 verbunden, insbesondere verspannt ist. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel ist es so, dass zwischen der Mutter 43 und einer Stützfläche der Nabe 12 eine Distanzhülse 18 angeordnet ist.
Zwischen dem Verdichterrad 10 und dem Lager 33 kann ein Dichtungsbuchse 35 angeordnet sein, welche das das Lager 33 gegenüber dem Strömungskanal abdichtet. Weiterhin kann eine Stützscheibe 31 vorgesehen sein, die das Lager 33, beispielsweise ein Kugellager an seinem Außenring, sichert.
Das Verdichterrad 10 besitzt einen zentralen Zuströmbereich 11 , der in Form einer Ausnehmung in das Verdichterrad 10 im Bereich einer Zuströmseite 16 eingearbeitet sein kann. Ausgehend von dem Zuströmbereich 11 sind Strömungskanäle 15 in das Verdichterrad 10 eingearbeitet, die in Form von Kavitäten ausgebildet sind. Dabei sind die Kavitäten in ihrer Umfangsrichtung allseitig von der Geometrie des Verdichterrads 10 umgeben. Der Zuströmbereich 11 kann so gestaltet sein, dass er zumindest bereichsweise von einer umlaufenden Innenwand 13 begrenzt ist. Die Innenwand 13 besitzt Öffnungen, die in Form von Strömungseintritten 15.1 der Strömungskanäle 15 ausgebildet sind.
Im Bereich seines Außenumfangs besitzt das Verdichterrad 10 einen Abströmbereich 14. Dort münden die Strömungskanäle 15 jeweils mit einem Strömungsaustritt 15.2.
Gemäß der Erfindung weisen die Strömungskanäle 15 einen in Richtung der Kanallänge variierenden oder gleichbleibenden Strömungsquerschnitt auf. Entsprechend berechnet sich das Volumen eines Strömungskanals 15 aus der Kanallänge und dem Strömungsquerschnitt. Die in Form von Kavitäten in das Verdichterrad 10 eingebrachten Strömungskanäle 15 haben in Summe ein Kanalvolumen. Das Verdichterrad nimmt ein Verdichterrad-Volumen ein. Erfindungsgemäß ist das Verdichterrad-Volumen um ein ganzzahliges Vielfaches größer als das Kanalvolumen. Wie dies oben bereits erwähnt wurde, soll das Verdichterradvolumen durch die äußere Berandung des Verdichterrads 10 bestimmt werden.
Die Strömungskanäle 15 sind in Umfangsrichtung beabstandet zueinander angeordnet. Dabei beträgt der Winkelabstand im Bereich des Strömungsaustritt 15.2 und oder im Bereich des Strömungseintritt 15.1 mindestens 18°.
Figur 2 veranschaulicht weiter, dass ein Gehäuse mit wenigstens einem Gehäuseteil 20 vorgesehen sein kann, welches einen Spiralkanal 22 aufweist oder bildet. Dieser Spiralkanal 22 mündet im Abströmbereich 14 an der Umfangsseite des Verdichterrads 10. Somit münden die Strömungskanäle 15 an ihrem Strömungsaustritt 15.2 in den Spiralkanal 22.
In Strömungsrichtung nach dem Spiralkanal 22 ist ein Druckluftanschluss 24 vorgesehen, an dem eine Druckluftleitung angeschlossen werden kann. Der Druckluftanschluss 24 ist vorzugsweise einteilig mit dem Gehäuse oder dem Gehäuseteil 20 verbunden. Weiterhin kann es so sein, dass das Gehäuse oder das Gehäuseteil 20 einen Anschlussstutzen 23 aufweist, der einen Ansaugkanal 23.1 bildet. Der Ansaugkanal 23.1 ist hin zu dem Zuströmbereich 11 geführt. An dem Anschlussstutzen 23 kann eine Zuluftleitung angeschlossen werden, damit das Verdichterrad 10 Luft über den Ansaugkanal 23.1 hin zu den Strömungseintritten 15.1 der Strömungskanäle 15 ansaugen kann.
Figur 2 veranschaulicht, dass das Gehäuseteil 20 eine Zentneraufnahme 21 aufweisen kann, an der das Gehäuseteil 20 gegenüber dem Gehäuseteil 40 bzw. gegenüber dem Lagerteil 30 ausgerichtet ist.
Schließlich kann es so sein, dass das Gehäuseteil 20 eine Radaufnahme 25 bildet, in der das Verdichterrad 10 zumindest teilweise aufgenommen ist. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel ist es so, dass die Radaufnahme 25 von dem Gehäuseteil 20 und dem Gehäuse des Elektromotors 41 , vorliegend von dem Lagerteil 30 des Elektromotors 41 begrenzt ist.
Gemäß einer bevorzugten Variante ist es so, dass das Verdichterrad 10 in einer Radaufnahme 25 aufgenommen ist, die bis auf die Zuluftöffnung (Ansaugkanal 23.1 ) und die Abluftöffnung (Spiralkanal 22) gegenüber der Umgebung abgedichtet ist. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel sind hierzu Dichtungen 34 zwischen dem Lagerteil 30 und dem Gehäuseteil 40 vorgesehen.
Figur 3 zeigt eine mögliche Ausgestaltungsvariante eines Verdichterrads, wie es beispielsweise in dem Verdichter gemäß den Figuren 1 und 2 zum Einsatz kommen kann. Wie diese Darstellung veranschaulicht, besitzt das Verdichterrad 10 Strömungskanäle 15, die in Radialrichtung verlaufen und in Form von konischen Bohrungen in das Material des Verdichterrads 10 eingearbeitet sind. Dabei verjüngen sich die Strömungskanäle 15 kontinuierlich oder diskontinuierlich in Radialrichtung nach außen. Denkbar ist es auch, dass zylindrische Bohrungen für die Strömungskanäle 15 verwendet werden.
Weiterhin ist es auch denkbar, dass Strömungskanäle 15 verwendet sind, deren Strömungsquerschnitt sich entlang der Kanallänge und in Strömungsrichtung kontinuierlich oder diskontinuierlich zumindest in Teilbereichen erweitern. Die Figuren 3 und 4 veranschaulichen, dass das Verdichterrad 10 wieder eine Nabe 12 aufweisen kann, die im Bereich einer Zuströmseite 16 einen Zuströmbereich 11 aufweist und gegenüberliegend der Zuströmseite 16 eine Antriebseite 17 aufweisen kann, zur Verbindung mit einer Antriebswelle 42, beispielsweise eines Elektromotors 41. Figur 3 zeigt, dass alle Strömungsaustritte der Strömungskanäle 15 von der Drehachse des Verdichterrads 10 gleichmäßig weit um das Maß R beabstandet sind, wobei R vorzugsweise der Radius des Außenumfangs des Verdichterrads 10 ist. Die Kreisfläche, die sich unter Verwendung des Radius R berechnen ist beträgt A mm2. Die Strömungskanäle 15 haben einen minimalen Strömungskanal-Querschnitt im Bereich der Strömungsaustritte. Die Summe dieser minimalen Strömungskanal- Querschnitte aller Strömungskanäle 15 des Verdichterrads 10 beträgt B mm2. Gemäß der Erfindung gilt:
B/A < 0,005.
Das Verdichterrad 10 nimmt mit seiner Außenkontur einen Raum mit einem Volumen ein. Dabei wird dieses Volumen ermittelt, ohne dass Hohlräume oder Ausnehmungen im Verdichterrad 10 berücksichtigt werden. Mit anderen Worten ergibt sich das Volumen des Verdichterrads 10 aus dem Volumen welches das Verdichterrad 10 umbaut. Dieses Volumen ist mindestens 3 mal größer als die Summe der Volumina der Strömungskanäle 15.
Figur 4 veranschaulicht, dass die maximale Öffnungsweite der Strömungsaustritte der Strömungskanäle 15 des Verdichterrads 10 sich in Umfangsrichtung über einen maximalen Mittelpunktswinkel von 10° erstrecken
Die Figuren 5A des 5F zeigen verschiedene Ausgestaltungsvariante von Verdichterrädern 10. Die Verdichterräder 10 entsprechend in ihrem Aufbau prinzipiell den Verdichterrädern 10, wie sie in Bezug auf die Figuren 1-4 beschrieben wurden. Zur Vermeidung von Wiederholungen kann daher auf die vorstehenden Ausführungen verwiesen werden. Nachfolgend werden lediglich die Unterschiede dieser Verdichterräder erläutert. Die Ausgestaltungsvarianten gemäß den Figuren 5a bis 5f unterscheiden sich hinsichtlich der Anordnung und Ausführung ihrer Strömungskanäle 15.
Figur 5a zeigt ein Verdichterrad 10 mit radial verlaufenden Strömungskanälen 15, die in Form von zylindrischen Bohrungen ausgeführt sind.
Figur 5b zeigt einen Verdichterrad 10 mit Strömungskanälen 15, die radial verlaufen. Der Strömungsquerschnitte dieser Strömungskanäle 15 verjüngen sich kontinuierlich in Radialrichtung nach außen entlang der Kanallänge.
Die Figuren 5c und 5d zeigen Verdichterräder 10 mit Strömungskanälen 15, die längs der Kanallänge gekrümmt verlaufen. Dabei sind gemäß Figur 5c Strömungskanäle 15 vorgesehen, die entgegen der Drehrichtung w gekrümmt sind. Fig. 5b zeigt Strömungskanäle 15, die in Richtung der Drehrichtung w gekrümmt verlaufen.
Es kann auch so sein, dass die Strömungskanäle 15 Bereiche aufweisen, die sowohl in als auch entgegengesetzt zur Drehrichtung w gekrümmt verlaufen. Denkbar ist es auch, dass die Strömungskanäle 15 längs ihrer Kanallänge einen gleichbleibenden Strömungsquerschnitt aufweisen oder einen variierenden Strömungsquerschnitt haben.
Die Figuren 5e und 5f veranschaulichen, dass im Rahmen der Erfindung die Strömungskanäle 15 so ausgeführt sein können, dass der Strömungseintritt 15.1 gegenüber dem Strömungsaustritt 15.2 in Drehrichtung Omega versetzt angeordnet ist. Dieses Merkmal kann bei allen erfindungsgemäßen Verdichterrädern 10, insbesondere bei den Verdichterrädern gemäß den Figuren 5a bis 5d verwirklicht sein.
Es kann so sein, dass der Strömungseintritt 15.1 gegenüber dem Strömungsaustritt 15.2 in Drehrichtung w zurückversetzt ist (5e) oder dass der Strömungsaustritt 15.1 gegenüber dem Strömungseintritt 15.2 in Drehrichtung Omega zurückversetzt ist (Figur 5 f).

Claims

Ansprüche
1. Verdichter mit einem drehbar gelagerten Verdichterrad (10), wobei das Verdichterrad (10) einen radial inneren Zuströmbereich (11 ) und einen radial äußeren Abströmbereich (14) aufweist, wobei der Zuströmbereich (11 ) mit dem Abströmbereich (14) über Strömungskanäle (15) verbunden ist, die von dem Zuströmbereich (11 ) zum Abströmbereich (14) verlaufen, wobei die Strömungskanäle (15) im Abströmbereich (14) Ström ungsaustritte bilden, die beabstandet zu der Drehachse des Verdichterrads angeordnet sind, wobei die Strömungskanäle (15) jeweils einen sich in Umfangsrichtung des Verdichterrads (10) erstreckenden Strömungsquerschnitt aufweisen, wobei die Strömungskanäle (15) eine von dem Zuströmbereich (11 ) zu dem Abströmbereich (14) verlaufende Kanallänge aufweisen, und wobei die Strömungskanäle (15) längs der Kanallänge einen minimalen Strömungskanal-Querschnitt aufweisen, dadurch gekennzeichnet, dass das der Abstand des Strömungsaustritts, der am weitesten von der Drehachse des Verdichterrads (10) beabstandet ist einen Radius zur Berechnung einer Kreisfläche bildet, dass die Summe der minimalen Strömungskanal-Querschnitte aller Strömungskanäle (15) des Verdichterrads (10) bezogen auf diese Kreisfläche kleiner 0,01 beträgt, vorzugsweise kleiner 0,008 beträgt.
2. Verdichter nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Verdichterrad-Volumen, welches das Verdichterrad (10) einnimmt mindestens um das 3-fache größer ist als die Summe der Kanalvolumina der Strömungskanäle (15), und/oder dass die maximale Öffnungsweite der Strömungsaustritte oder zumindest eines Teils der Strömungsaustritte des Verdichterrads (10) sich in Umfangsrichtung über einen maximalen Mittelpunktswinkel von 10° erstreckt.
3. Verdichter nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Teil der Strömungskanäle (15) wenigstens bereichsweise als umlaufend geschlossene Kavitäten ausgebildet sind.
4. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass sich die Größe des Strömungsquerschnitts wenigstens eines Teils der Strömungskanäle (15) in Richtung der Kanallänge zumindest bereichsweise nicht verändert, wobei vorzugsweise vorgesehen ist, dass wenigstens ein Teil der Strömungskanäle (15) in einem Bereich zwischen dem Strömungseintritt (15.1 ) und dem Strömungsaustritt (15.2) die Form einer zylindrischen Bohrung aufweist.
5. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass sich die Größe des Strömungsquerschnitts wenigstens eines Teils der Strömungskanäle (15) in Richtung der Kanallänge zumindest bereichsweise ändert, wobei vorzugsweise vorgesehen ist, dass bei wenigstens einem Teil der Strömungskanäle (15) der Strömungsquerschnitt sich in einem Bereich zwischen dem Strömungseintritt (15.1 ) und dem Strömungsaustritt (15.2) in Radialrichtung nach außen verjüngt.
6. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Strömungsaustritt (15.2) wenigstens eines Teils der Strömungskanäle (15) gegenüber dem Strömungseintritt (15.1 ) in Umfangsrichtung des Verdichterrads (10) und/oder in Achsrichtung des Verdichterrads (10) versetzt angeordnet ist.
7. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein Teil der Strömungskanäle (15) in Umfangsrichtung in einem Bereich zwischen dem Strömungseintritt (15.1 ) und dem Strömungsaustritt (15.2) gekrümmt verlaufen.
8. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein Teil der Strömungskanäle (15) im Bereich zwischen zwei miteinander verbundenen Bauteilen gebildet ist/sind, wobei vorzugsweise vorgesehen ist, dass eines der Bauteile eine in Richtung der Kanallänge verlaufende Nut aufweist, die den Strömungskanal begrenzt und das andere Bauteil die Nut wenigstens bereichsweise vervollständigt oder abdeckt.
9. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Verdichterrad (10) im Bereich seiner Drehachse einen zentrischen Durchbruch oder eine zentrische Ausnehmung aufweist, und dass der Durchbruch oder die zentrische Ausnehmung im Zuströmbereich (11 ) mit den Strömungseintritten der Strömungskanäle (15) in fluidleitender Verbindung steht.
10. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Volumen, welches das Verdichterrad (10) einnimmt mindestens um das 6-fache, vorzugsweise mindestens um das 8-fache, größer ist als die Summe der Kanalvolumina der Strömungskanäle (15), und/oder dass die maximale Öffnungsweite der Strömungsaustritte oder zumindest eines Teils der Strömungsaustritte des Verdichterrads (10) sich in Umfangsrichtung über einen maximalen Mittelpunktswinkel von 0,5° bis 10°, vorzugsweise über einen maximalen Mittelpunktswinkel von 1 ° bis 7°, erstreckt,
11. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Größe der Querschnittsfläche wenigstens eines Strömungskanals (15) am Strömungseintritt (15.1 ) und/oder am Strömungsaustritt mindestens 0,5 mm2 und maximal 15 mm2 beträgt, und/oder dass die Größe der Querschnittsfläche wenigstens eines Strömungskanals (15) am Strömungseintritt (15.1 ) und/oder am Strömungsaustritt (15.2) mindestens 1 mm2 und maximal 5 mm2 beträgt.
12. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, dass im Bereich des Außenumfangs des Verdichterrads (10) ein Gehäuse mit einem Spiralkanal angeordnet ist, und dass die Strömungskanäle (15) in den Spiralkanal münden.
13. Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass das Verdichterrad über eine Antriebswelle an einen Antrieb, beispielsweise an einen Elektromotor angekoppelt ist.
14. Baugruppe, insbesondere für ein Fahrzeug oder ein Wasserfahrzeug oder ein Luftfahrzeug, mit einem optischen Sensor, insbesondere einem Lidar Sensor, und einem Verdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 12, wobei zwischen dem Verdichterrad (10) und dem Sensor eine Kanalverbindung angeordnet ist, um die von dem Verdichterrad (10) erzeugte komprimierte Luft einer Oberfläche des Sensors zu Reinigungszwecken zuzuleiten.
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