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WO1992003660A1 - Kennfeldstabilisierung bei einem radialverdichter - Google Patents

Kennfeldstabilisierung bei einem radialverdichter Download PDF

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Publication number
WO1992003660A1
WO1992003660A1 PCT/EP1991/001431 EP9101431W WO9203660A1 WO 1992003660 A1 WO1992003660 A1 WO 1992003660A1 EP 9101431 W EP9101431 W EP 9101431W WO 9203660 A1 WO9203660 A1 WO 9203660A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
impeller
contour
inlet
diameter
radial compressor
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/EP1991/001431
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Arno Förster
Berthold Engels
Peter Hauck
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Howden Turbo GmbH
Original Assignee
Siemens Turbomachinery Equipment GmbH
Kuehnle Kopp and Kausch AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Siemens Turbomachinery Equipment GmbH, Kuehnle Kopp and Kausch AG filed Critical Siemens Turbomachinery Equipment GmbH
Priority to BR919106796A priority Critical patent/BR9106796A/pt
Priority to US07/940,892 priority patent/US5333990A/en
Priority to DE59103244T priority patent/DE59103244D1/de
Priority to KR1019910701534A priority patent/KR920702468A/ko
Priority to EP91914047A priority patent/EP0545953B1/de
Publication of WO1992003660A1 publication Critical patent/WO1992003660A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D27/00—Control, e.g. regulation, of pumps, pumping installations or pumping systems specially adapted for elastic fluids
    • F04D27/02—Surge control
    • 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
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/4206—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/4213—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps suction ports
    • 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
    • F04D29/66—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing
    • F04D29/68—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing by influencing boundary layers
    • F04D29/681—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing by influencing boundary layers especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/685—Inducing localised fluid recirculation in the stator-rotor interface
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10S—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10S415/00—Rotary kinetic fluid motors or pumps
    • Y10S415/914—Device to control boundary layer

Definitions

  • the invention relates to a map stabilization in a radial compressor according to the preamble of claim 1.
  • compressors with a characteristic are required which have a wide characteristic diagram and wide efficiency shells.
  • KSM map stabilizing measures
  • mapping-abilizing measures in the form of circulation chambers have long been known. They act in map areas in which the impeller is blown incorrectly.
  • the map stabilization enables the map to be stabilized in such critical operating points by compensating for such disturbances through the buffer volume in the circulation space. If the disturbance is more pronounced, there is a circulation between the contour grooves and the circulation space. In the area of the surge line, the flow against the impeller is increasingly smaller and the pressure in the impeller also increases. As a result, air mass is returned to the compressor inlet. More air is sucked in at the impeller inlet than the overall compressor delivers. This improves the angle of attack for this operating point and shifts the surge limit to smaller throughputs.
  • the stuffing limit is caused by the speed of sound reaching the impeller inlet. This creates negative pressure and air is fed into the impeller via the detour line, which pushes the stuffing limit to the right. In between, the function of the characteristic stabilization is more or less out of order. With ideal flow and coordination, it has no
  • EP-A 348674, EP-B 229519 and GB-OS 2220447 disclose a detour line that leads directly from the suction mouth behind the compressor inlet.
  • the flow rate through the circulation space is determined by the pressure difference before the compressor wheel entry via an opening to the circulation space, which will be called opening 1 hereinafter, or from the circulation space to the pressure in an opening on the compressor wheel, which is referred to as opening 2 below .
  • the disadvantage is that the state of the circulation space is not linked to the state in the suction channel, directly before the compressor wheel inlet.
  • the groove can be used for the coordination.
  • a wide groove could significantly shift the stuffing limit, but deteriorate the efficiency considerably in the area of the optimum, so that the limit of this can be seen with the just tolerable deterioration in efficiency Execution results.
  • the task underlying the invention is derived to create a characteristic stabilization for radial compressors, which enables the characteristic field to be broadened without loss of efficiency.
  • the flow through the circulation space serving as a bypass line in the entrance area runs practically perpendicular to the main flow on the wall, so that additional vortices at this opening and the associated disadvantages are minimized.
  • this area is more closely linked to the state of the main flow directly before the compressor wheel inlet.
  • the other end of the circulation space opens into the impeller behind the compressor wheel inlet.
  • the invention also shows that in this embodiment, a compressor can be adapted to new conditions by optimizing the entrance area.
  • the design provides an inlet ring for this, which influences the pressure difference in the circulation space by changing the flow conditions in the inlet.
  • the characteristic curve stabilization can be easily optimized for applications, i.e. the condition in the circulation space can be coordinated with the size of the inlet ring diameter. As the inlet diameter becomes smaller, the state in the circulation space is more closely matched to the state of flow or the flow pressure in front of the impeller leading edge.
  • Fig.l a partial section through a radial compressor with characteristic curve stabilization
  • FIG. 3 shows a partial section through a radial compressor with a further design-modified version of the characteristic curve stabilization
  • Fig.6 a partial section through an embodiment with a modified inlet ring.
  • the radial compressor shown in partial section in Fig.l consists of a compressor housing 1 with an impeller 49, which moves the medium to be compressed in Fig.l from left to right.
  • the main flow enters the impeller 49 from the inlet area 11, in which an inlet ring 10 partially provided with a conical contour is arranged, and flows from the impeller outlet 46 into the diffuser 44.
  • a detour line with a circulation chamber 31 is attached in the housing wall, which is connected to the inlet area via an inlet groove 22 and opens into the main flow in the area of the impeller contour via a contour groove 38.
  • the inlet hat 22 closes the inlet section and is located with its full opening width 24 in front of the impeller leading edge 2.
  • the depth of the groove extends in the radial direction up to the inner diameter 16 of the inlet ring 10 and is from the diameter 16 of the inlet region 11 to the inner surface of the webs 32 interrupted.
  • a contour ring 26 extends from the inlet hat 22 to the contour groove 38.
  • the impeller leading edge 2 is in a central axial position of the contour ring.
  • the inner diameter 28 of the contour ring corresponds to that of the impeller diameter while maintaining a necessary running gap.
  • the outer diameter of the contour ring 30 can be larger, smaller or equal to the diameter 16. In this exemplary embodiment it is chosen to be smaller.
  • the contour ring is held centrally over the webs 32 to the housing. The webs are cast onto the compressor housing 1 or milled into it. Ver emphasizer ⁇ housing 1 and inlet ring 10 can also be made in one piece.
  • the webs 32 can also be made in one piece with the contour ring 26.
  • the contour ring 26 can also form an assembly unit with the webs 32 and a further outer ring 27. This is particularly advantageous if the unit is made of plastic.
  • the contour ring 26 has an inlet cone on the inside diameter. This is chosen so that the diameter 28 in front of the impeller leading edge 2 is cylindrical.
  • the shape of the contour ring 26 in the radial direction results from the shape of the inlet hat 22 and the contour groove 38.
  • the contour groove 38 is located between the contour ring 26 and the section 42, the shape of which corresponds to the outer contour of the impeller up to the diffuser 44.
  • the diameter 40 of the diffuser-side gate edge is larger than the diameter 28 of the inlet-side gate edge.
  • the contour groove is arranged in the radial direction at an inflow angle 43 between 20 ° and 30 °. The inflow angle usually results from the perpendicular to the tangent to the inner contour, which corresponds to the outer contour of the impeller.
  • the cut edges of the contour groove 38 can be rounded off with a radius of 0 to 4 mm.
  • the radius reduces noise generated by sharp edges.
  • the radius is the same at both gate edges.
  • a further contour groove 138 can be arranged on the section 42 between the contour groove 38 and the diffuser 44. Such is shown in FIG Embodiment shown.
  • the width of this contour groove 138 is significantly smaller than the width 36 of the contour groove 38.
  • the stabilization of the characteristic curve is based on the pressure compensation via the circulation space 31, which is formed by the inlet ring 10, the compressor housing 1 and the contour ring 26 and is connected to the main flow via the connection openings 33 and 45 formed by the contour grooves 22 and 38.
  • the inlet ring delimits the circulation space via a section 15 on the inlet side.
  • the conical inlet ring 10 accelerates the main flow in the direction of the compressor wheel inlet.
  • the wall flow at the inlet ring leads to a change in state, which also influences the state in the circulation space 31 via the contour groove 22.
  • the pressures at the connection openings 33 and 45 can be determined by the dimensioning of the contour grooves 22 and 38 and the corresponding flow conditions.
  • the characteristic stabilization must be adapted to the type of compressor, whereby the position of the contour groove over the impeller contour, its width and inclination as well as the volume of the circulation chambers, the design of the inlet and the position of the inlet hatch determine the characteristics of the speed lines. When the pressure difference is set to zero in the design range, the effect of the circulation space is canceled. In this area, the performance of the radial compressor is not affected, i.e. there are no losses in efficiency.
  • FIG. 2 an embodiment according to FIG. 2 is preferable.
  • the webs no longer touch the grooves and the web itself is rounded off on the diffuser side.
  • FIG. 3 Another embodiment of the invention is shown in FIG. 3.
  • the contour groove 38 does not protrude far into the circulation space 31.
  • the webs 32 are rounded toward the opening of the contour groove 38.
  • the groove has a smaller depth in order to facilitate assembly during series production.
  • a mounting pin 13 which fits into a bore in the housing, serves as an anti-rotation device.
  • the inlet into the circulation space at opening 45 is still sloping.
  • a radial contact surface has formed for section 42, which facilitates the assembly of the contour ring.
  • the pin 13 secures against rotation.
  • the inlet ring 10 is fitted into the entry area and secured with the pins 12.
  • Another version provides the construction according to Figure 4.
  • the insert 110 is screwed directly onto the housing and determines the outer diameter of the circulation space 31.
  • This is a further embodiment in order to adjust a compressor according to customer requirements.
  • a further embodiment is shown in FIG.
  • the circulation space extends almost to the end of the impeller.
  • three contour grooves 22 45 and 38 are provided here.
  • FIG. 6 shows an example of an embodiment in which the diameter 16 of the inlet section is smaller than the contour ring.
  • Such an embodiment has the advantage of a higher acceleration in the input area and an improvement in the pressure difference ratios in the area of the opening 33 and in the circulation space.
  • the mode of operation of the characteristic stabilization is essentially based on the flow conditions at the contour grooves 22 and 38 and in the circulation space 31 itself.
  • the flow conditions at the connection openings are significantly influenced by the contour grooves.
  • the desired characteristic is obtained by coordinating the overall system, with great emphasis being placed on maintaining the efficiency level in the case according to the invention. From this point of view, coordinating the stabilization of the characteristic curves to push the stuffing limit out provides the best results. Since the working range of a compressor size with regard to the surge limit is set by varying the hub ratio or by the compressor contour, and because the same circulation device is to be used for a compressor size, the dimensioning of the KSM is appropriately related to the outlet surface of the impeller.
  • the diameter 16 of the inlet is 0.64 to 1.2 times the impeller outlet diameter 48, the preferred range being between 0.7 and 0.9.
  • the width 36 of the contour groove 38 is 0.55 to 0.7 times the impeller exit width 50.
  • the axial position given by the distance 56 between the contour 38 and the rear end of the impeller 49, is 0.15 to 0.3 times the impeller outlet diameter 48.
  • the axial position of the inlet hat 22 is at a distance 58 from the rear end of the impeller, this distance 58 being 0.36 to 0.6 times the impeller outlet diameter 48.
  • the width 24 of the inlet hat 22 is 1 to 1.1 times the width 36 of the contour groove 38.
  • the ratio of the cross-sectional area of the circulation space 31 in the radial direction to the area of the contour groove 38 is between 3.5 and 4.5 times the area which is based on the diameter 40 of the area of the contour groove.
  • the ratio of the inner diameter 30 of the circulation space 31 is approximately 0.8 times the impeller outlet diameter 48.
  • the groove width 36 of the contour 38 is 0.03 to 0.05 times the impeller outlet diameter 48.
  • the ratio of the area of the contour groove 38 to the square of the impeller outlet diameter 48 is 0.106 to 0.151 times the hub ratio, the hub ratio being determined by the ratio of the impeller diameter. is measured in the inlet 34 to that of the outlet 48 and is, for example, between 0.64 and 0.74.
  • the volume of the circulation space 31 is between 0.06 and 0.23 times the third power of the impeller outlet diameter 48.
  • the narrow intervals of these conditions make it clear which sizes are more important to consider when designing a radial compressor with map stabilization.
  • the specified setting ranges indicate in which value range the specified values must be observed.
  • the teaching contained in the information makes it possible to construct a characteristic curve for radial compressors which does not impair the efficiency and widens the characteristic diagram.

Landscapes

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Abstract

Ein Radialverdichter enthält als eine Einrichtung zur Kennlinienstabilisierung einen Zirkulationsraum (31), der einen Druckausgleich zwischen Laufrad und Einlaßbereich ermöglicht. Der Einlaßbereich enthält einen Einlaufring (10), der es erlaubt, die Strömung im Eintrittsbereich so zu beeinflussen, daß eine Kennlinienstabilisierung ohne wesentliche Verluste verwirklicht wird. Durch Änderung des Einlaufrings (10) kann der Verdichter auf kundenspezifische Anforderungen abgestimmt werden.

Description

Kennfeldstabilisierung bei einem Radialverdichter
Die Erfindung betrifft eine Kennfeldstabilisierung bei einem Radial¬ verdichter gemäß dem Oberbegriff des Anspruch 1.
Der Trend in der Entwicklung aufgeladener Motoren geht heute zu höheren Mitteldrücken schon bei niedrigen Motordrehzahlen. Beim Einsatz heute üblicher Verdichter kommt man mit der Motorbetriebslinie der Pumpgrenze recht nahe und bewegt sich in dem der Pumpgrenze teilweise vorgelagerten Geräuschegebiet.
Um solche Motoren besser bedienen zu können, sind Verdichter mit einer Charakteristik erforderlich, die ein breites Kennfeld und breite Wirkungs¬ gradmuscheln besitzen.
Um den genannten Forderungen mit bestehender Hardware näher zu kommen, bietet sich der Einsatz von kennfeldstabilisierenden Maßnahmen (KSM) im Eintrittsbereich des Verdichters als sehr effektive Methode an.
Solche kennfeldF^abilisierenden Maßnahmen in Form von Zirkulations¬ kammern sind seit längerem bekannt. Sie wirken in Kennfeldbereichen, in denen das Laufrad falsch angeströmt wird. Die Kennfeldstabilisierung ermöglicht in solchen kritischen Betriebspunkten eine Stabilisierung des Kennfeldes, indem solche Störungen durch das Puffervolumen im Zirkulationsraum kompensiert wird. Ist die Störung ausgeprägter, tritt einen Zirkulation zwischen den Kontur- nuten und dem Zirkulationsraum ein. Im Bereich der Pumpgrenze wird das Lauf¬ rad mit zunehmend kleinerem Anströmwinkel angeströmt und zusätzlich steigt der Druck im Laufrad. Dadurch wird Luftmasse an den Verdichtereintritt zurückgefördert. Am Laufradeintritt wird mehr Luft angesaugt, als der Verdichter insgesamt fördert. Damit wird der Anströmwinkel für diesen Betriebs¬ punkt verbessert und die Pumpgrenze zu kleineren Durchsätzen verschoben. Die Stopfgrenze wird durch Erreichen der Schallgeschwindigkeit am Laufradeintritt verursacht. Hier entsteht Unterdruck und über die Umwegleitung wird Luft ins Laufrad gefördert, womit die Stopfgrenze nach rechts verschoben wird. Dazwischen ist die Funktion der Kennlinienstabilisierung mehr oder weniger außer Betrieb. Bei idealer Anströmung und Abstimmung ist sie ohne Wirkung.
Die Technik, den Druck durch Umwegleitungen auszugleichen, die an verschiedenen axialen Bereichen angeschlossen sind und über welche ein Druckausgleich stattfinden kann, ist besonders durch die DE-PS 1428077 bekannt. Die Technik wurde stetig weiterentwickelt , wie in einem Übersichtsar¬ tikel von H.-D. Henssler (Kühnle, Kopp & Kausch, Sonderdruck aus VGB Kraftwerkstechnik, 57. Jahrgang, Heft 3, 1977) dargestellt wird.
Moderne Einrichtungen für die Kennlinienstabilisierung sind durch die EP-A 348674, EP-B 229519 und GB-OS 2220447 bekannt. Dabei offenbaren die EP-B 229519 und GB-OS 2220447 eine Umwegleitung, die direkt vom Saugmund hinter den Verdichtereintritt führt. Der Förderstrom durch den Zirkulationsraum wird durch den Druckunterschied vor dem Verdichterrad-Eintritt über eine Öffnung zum Zirkulationsraum, die im folgenden Öffnung 1 genannt wird, bzw. vom Zirkulationsraum zum Druck in einer Öffnung am Verdichterrad, die im folgenden als Öffnung 2 bezeichnet wird, bestimmt.
Nachteilig ist, daß der Zustand des Zirkulationsraumes nicht an den Zustand im Saugkanal, direkt vor Verdichterrad-Eintritt, angebunden ist. Für die Abstimmung ist als wesentliche Regelstelle nur die Nut nutzbar. So könnte eine breite Nut die Stopfgrenze deutlich verschieben, verschlechtert aber im Bereich des Optimums den Wirkungsgrad beträchtlich, so daß sich mit der gerade noch tolerierbaren Verschlechterung des Wirkungsgrades die Grenze dieser Ausfuhrung ergibt.
Diese negativen Eigenschaften werden in EP-A 348647 dadurch umgangen, daß sowohl Eingang als auch Ausgang nahezu senkrecht zur Haupt¬ strömung liegen. Die Umwegeleitung wird also nicht mehr direkt angeblasen. Dadurch ergibt sich eine Umwegströmung, die von den Druckunterschieden am Eingang und Ausgang der Umwegleitung erzeugt wird.
Der Nachteil dieser Konstruktion ergibt sich daraus, daß beide Seiten der Umwegeleitung vor dem Verdichterrad liegen. Das heißt der Druckunter¬ schied an der Umwegeleitung ist in jedem Fall sehr gering, wodurch diese Konstruktion nur wirksam wird, wenn extreme Druckgradienten vor dem Verdichterrad auftreten. Es ist aber wünschenswert die Stabilisierung viel früher einsetzen zu lassen, da dann die Kennlinie schon im Bereich hoher geförderter Volumina verbreitert wird. Für den Nennleistungspunkt eines Antriebsmotors bedeutet dies einen besseren Wirkungsgrad bei niedrigerem Drehzahlniveau bzw. größere Höhenbetriebsreserven.
Ein weiterer Nachteil bisheriger Konstruktionen besteht darin, daß die Stabilisierungseinrichtung auf den Verdichtertyp angepaßt werden muß. Unterschiede in der Verdichterschaufelauslegung, von Konturvariationen und daraus resultierende unterschiedlichen Lagen und Intensitäten von Störungs¬ bzw. Abreißbereichen, erlauben es bisher nicht, eine klare technische Richtlinie zur Auslegung einer Stabilisierungseinrichtung zu geben. Es kann bisher nicht sicher vorhergesagt werden, ob überhaupt und mit welcher Stabilisierungsma߬ nahme bei einem gegebenen Verdichter, insbesondere bei einem Radialverdichter, eine stabile Kennlinie zu erreichen ist. Es wäre beim gegenwärtigen Stand der Technik äußerst wünschenswert, wenn eine Anpassung mit möglichst wenigen Parameter möglich wird.
Aus diesen Nachteilen leitet sich die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe ab, eine Kennlinienstabilisierung für Radialverdichter zu schaffen, die eine Verbreiterung des Kennlinienfeldes ohne Wirkungsgradverluste ermöglicht.
Ausgehend von einer Einrichtung der Kennlinienstabilisierung der eingangs genannten Art, wird diese Aufgabe durch eine Kennlinienstabilisierung nach den Kennzeichen des Anspruch 1 gelöst.
Nach den Merkmalen des Anspruch 1 verläuft die Strömung durch den als Umwegleitung dienenden Zirkulationsraum im Eingangsbereich praktisch senkrecht zur Hauptströmung an der Wand, sodaß zusätzliche Wirbel an dieser Öffnung und die damit verbundenen Nachteile minimiert sind. Durch den Einlaufring ist dieser Bereich stärker am Zustand der Hauptströmung direkt vor Verdichterrad- Eintritt gekoppelt. Das andere Ende des Zirkulationsraums mündet hinter dem Verdichterrad-Eintritt ins Laufrad. Das bedeutet, die Kenn¬ linienstabilisierung arbeitet bei höherer Druckdifferenz und reagiert damit wesentlich empfindlicher auf Druckänderungen zwischen Eingang und Ausgang des Zirkulationsraumes als bei einer Konstruktion nach EP-OS 0348674. Die Regelwirkung setzt stärker ein. Die Ausnutzung großer Druckdifferenzen durch die strömungsmäßige Verbindung zum Laufrad ist in dieser Konstruktion möglich. Die Erfindung ermöglicht bei stabilen Betriebsbedingungen, daß eine Druckdifferenz Null am Zirkulationsraum im optimalen Betriebsbereich konstruktiv eingestellt werden kann, sodaß dann der Zirkulationsraum wirkungslos ist und keine Wirkungsgradeinbußen an diesem Arbeitsbereich auftreten.
Nach dem oben Gesagten ergibt sich für die Erfindung auch, daß man bei dieser Ausfuhrung einen Verdichter auf neue Bedingungen anpassen kann, indem man den Eingangsbereich optimiert. Die Ausfuhrung sieht dafür einen Einlaufring vor, der über Veränderung der Strömungsverhältnisse im Eingang die Druckdifferenz im Zirkulationsraum beeinflußt. Daraus resultierend wird eine einfache Optimierung der Kennlinienstabilisierung auf Anwendungen mög¬ lich, d.h. mit der Größe des Einlau_-ring-l__mendurchmessers kann der Zustand im Zirkulationsraum abgestimmt werden. Mit kleiner werdendem Einlaufdurchmes¬ ser wird der Zustand im Zirkulationsraum enger an den Strömungszustand bzw. den Strömungsdruck vor der Laufradeintrittskante angepaßt.
Vorteilhafte und zweckmäßige Weiterbildungen der erfindungsgemäßen Aufgabenlösungen sind Gegenstand von Unteransprüchen. Die Vorteile und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfol¬ genden Beschreibung von Ausführungsbeispielen und der Zeich-nung. Es zeigen
Fig.l: ein Teilschnitt durch einen Radialverdichter mit Kennlinienstabi¬ lisierung;
Fig.2: einen Teilschnitt durch einen Radialverdichter mit einer weiteren Kennlinienstabilisierung;
Fig.3: einen Teilschnitt durch einen Radialverdichter mit einer weiteren konstruktiv veränderten Ausführung der Kennlinienstabilisierung;
Fig.4: einen weiteren Teilschnitt einer anderen Ausfuhrungsform;
Fig.5: einen Teilschnitt durch eine Ausführungsform mit einer weiteren Konturnut;
Fig.6: einen Teilschnitt durch eine Ausfuhrungsform mit einem verändertem Einlaufrin .
Der in Fig.l im Teilschnitt dargestellte Radialverdichter besteht aus einem Verdichtergehäuse 1 mit einem Laufrad 49, welches das zu verdichtende Medium in Fig.l von links nach rechts bewegt. Die Hauptströmung tritt vom Einlaufbereich 11, in dem ein teilweise mit konischer Kontur versehener Einlaufring 10 angeordnet ist, in das Laufrad 49 ein und strömt vom Laufrad¬ austritt 46 in den Difiusor 44.
In der Gehäusewandung ist eine Umwegleitung mit einer Zirkulations¬ kammer 31 angebracht, die über eine Einlaufnut 22 mit dem Einlaufbereich verbunden ist, und über eine Konturnut 38 im Bereich der Laufradkontur in die Hauptströmung mündet. Die Einlaufhut 22 schließt die Einlaufstrecke ab und befindet sich mit ihrer vollen Öffnungsbreite 24 vor der Laufradeintrittskante 2. Die Tiefe der Nut reicht in radialer Richtimg bis an den Innendurchmesser 16 des Einlaufringes 10 und wird vom Durchmesser 16 des Einlaufbereichs 11 bis zur Gehäuseinnenfläche von Stegen 32 unterbrochen.
Ein Konturring 26 erstreckt sich von der Einlaufhut 22 bis zur Kontur- nut 38. Die Laufradeintrittskante 2 befindet sich in einer mittleren axialen Lage des Konturrings. Der Innendurchmesser 28 des Konturringes entspricht dem des Laufraddurchmessser unter Wahrung eines notwendigen Laufspaltes. Der Außendurchmesser des Konturrings 30 kann größer, kleiner oder gleich dem Durchmesser 16 sein. In diesem Ausfuhrungsbeispiel ist er kleiner gewählt. Der Konturring wird über die Stege 32 zum Gehäuse zentrisch gehalten. Die Stege sind an das Verdichtergehäuse 1 angegossen oder in dieses eingefräst. Verdichter¬ gehäuse 1 und Einlaufring 10 können auch aus einem Stück gefertigt sein.
Bei einer anderen Ausfuhrungsform können die Stege 32 auch einstückig mit dem Konturring 26 ausgeführt sein. Des weiteren kann der Konturring 26 auch mit den Stegen 32 und einem weiteren äußeren Ring 27 eine Montageeinheit bilden. Das ist besonders dann vorteilhaft, wenn die Einheit aus Kunststoff gefertigt ist.
Der Konturring 26 besitzt einen Einlaufkegel am Innendurchmesser. Dieser wird so gewählt, daß der Durchmesser 28 vor der Laufradeintrittskante 2 zylindrisch ist. Die Form des Konturringes 26 in radialer Richtung ergibt sich aus der Form der Einlaufhut 22 und der Konturnut 38.
Die Konturnut 38 befindet sich zwischen dem Konturring 26 und dem Abschnitt 42, der in seiner Form der Außenkontur des Laufrades bis zum Difiusor 44 entspricht. Der Durchmesser 40 der diffusorseitigen Anschnittkante ist größer als der Durchmesser 28 der einlaufseitigen Anschnittkante. Die Konturnut ist in radialer Richtung unter einem Zuströmwinkel 43 zwischen 20° und 30° angeordnet. Üblicherweise ergibt sich der Zuströmwinkel durch die Senkrechte auf die Tangente an der Innenkontur, die der Außenkontur des Laufrades entspricht.
Die Anschnittkanten der Konturnut 38 können mit einem Radius von 0 bis 4 mm abgerundet sein. Mit dem Radius wird eine von scharfen Kanten ausgelöste Geräuschentwicklung verringert. Der Radius ist an beiden Anschnitt¬ kanten gleich.
Auf dem Abschnitt 42 zwischen der Konturnut 38 und dem Diffusor 44 kann eine weitere Konturnut 138 angeordnet sein. In Figur 5 ist eine solche Ausf hrungsform dargestellt. Die Breite dieser Konturnut 138 ist deutlich kleiner als die Breite 36 der Konturnut 38.
Die Kennlinienstabilisierung beruht auf dem Druckausgleich über den Zirkulationsraum 31, der durch Einlaufring 10, das Verdichtergehäuse 1 und den Konturring 26 gebildet ist und über die von den Konturnuten 22 und 38 gebildeten Verbindir äöffiiungen 33 und 45 mit der Hauptströmung in Verbindung steht.
Der Einlaufring begrenzt den Zirkulationsraum über einen Abschnitt 15 an der Einlaufseite. Durch den konischen Einlaufring 10 wird die Haupt¬ strömung in Richtung Verdichterradeintritt beschleunigt.
Die Wandströmung am Einlaufring fuhrt zu einer Zustandsänderung, die über die Konturnut 22 auch den Zustand im Zirkulationsraum 31 beeinflußt. Die Drucke an den Verbindungsöfihungen 33 und 45 können durch die Dimen¬ sionierung der Konturnuten 22 und 38 und der entsprechenden Strömungs- verhältnisse festgelegt werden. Außerdem muß die Kennlinienstabilisierung an den Verdichtertyp angepaßt werden, wobei die Lage der Konturnut über der Laufradkontur, deren Breite und Schrägstellung ebenso wie die Volumen der Zirkulationskammern, die Gestaltung des Einlaufs und die Lage der Einlaufhut die Charakteristik der Drehzahllinien bestimmen. Bei Festlegung der Druck¬ differenz auf Null im Auslegungsbereich wird die Wirkung des Zirkulations¬ raumes aufgehoben. In diesem Bereich wird die Leistung des Radialverdichters nicht beeinflußt, d.h. es treten keine Wirkungsgradverluste auf.
Entstehen nun Druckabweichungen gegenüber iiesem eingestellten Idealfall, können sich diese über den Zirkulationsraum ausgleichen. Das hat eine Kennlinienstabilisierung links vom Optimum und eine Erhöhung des Durchsatz¬ bereiches rechts vom Optimum zur Folge, insgesamt eine Verbreiterung des Arbeitsbereiches.
Da die Wirkungsweise der Kennlinienstabilisierung wesentlich von den Strömungsverhältnissen im Einlaufbereich abhängt, ist eine einfache Optimierung durch Austausch des Einlaufrings 10 möglich, der mit Montage- stiften 12 befestigt ist und bei entsprechender Ausführung der Befestigung leicht ausgewechselt werden kann. Die Stege 32, die den Konturring 26 halten, erfüllen zusätzlich zu der zentrischen Befestigungsmöglichkeit, die Aufgabe, die Strömung in axialer Richtung zu stabilisieren.
Bei großen Verdichtern, insbesondere in Verbindung mit großen Naben- verhältnissen, verursachen die relativ breiten Stege vor allem bei einer Strömung von Öffnung 33 zu Öffnung 45 eine ausgeprägte Nachlaufströmung. Die Folge ist ein deutlich höheres, lauteres Klangbild. Eine deutliche Verbesserung des Klang¬ bildes erreicht man in solchen Fällen durch Kürzen der Stege im Zirkulations¬ raum (Fig.2). Der Strömung wird so mehr Weg gegeben, die Nachlaufströmung der Stege abzubauen.
Zur Vermeidung dieser Nachteile ist eine Ausfuhrung nach Figur 2 vorzuziehen. Dabei berühren die Stege nicht mehr die Nuten und der Steg selbst ist diffusorseitig ausgerundet.
Eine andere Ausführung der Erfindung ist in Figur 3 dargestellt. Im Gegensatz zu Figur 1 ragt hier die Konturnut 38 nicht weit in den Zirkulations¬ raum 31 hinein. Die Stege 32 sind zur Öflhung der Konturnut 38 hin abgerundet. Gegenüber der Ausführungsform gemäß Fig.l, in der die ideale Ausführung einer Konturnut unter einem Zuströmungswinkel 43 dargestellt ist, hat die Nut eine geringere Tiefe, um die Montage bei der Serienfertigung zu erleichtern. Beim Einsetzen des Konturrings 26 dient ein Montagestift 13, der in eine Bohrung im Gehäuse paßt als Verdrehsicherung. Der Einlauf in den Zirkulationsraum an der Öffnung 45 ist nach wie vor schräg. Zum Abschnitt 42 hat sich eine radiale Anlagefläche gebildet, die die Montage des Konturrings erleichtert. Gegen Verdrehung sichert der Stift 13.
Der Einlaufring 10 ist in den Beispielen der Figuren 1 bis 3 in den Eintrittsbereich eingepaßt und mit den Stiften 12 gesichert. Eine andere Version sieht die Konstruktion nach Figur 4 vor. Dabei wird der Einsatz 110 direkt am Gehäuse angeschraubt und bestimmt den Außendurchmesser des Zirkulations¬ raumes 31. Dies ist eine weitere Ausführung um einen Verdichter entsprechend den Kundenwünschen abzustimmen. In Figur 5 ist eine weiter Ausführungsform gezeigt. Der Zirkulations¬ raum erstreckt sich hier fast bis zum Laufradende. Zur besseren Einstellung der Kennlinienstabilisierung sind hier drei Konturnuten 22 45 und 38 vorgesehen.
In Figur 6 ist ein Beispiel einer Ausfiihrungsform gezeigt, in der der Durchmesser 16 der Einlaufstrecke kleiner ist, als der Konturring. Eine solche Ausfuhrungsform hat den Vorteil einer höheren Beschleunigung im Eingangs¬ bereich und eine Verbesserung der Druckdifferenzverhältnisse im Bereich der Öffnung 33 und im Zirkulationsraum.
Wie vorstehend ausgeführt wurde, beruht die Wirkungsweise der Kennlinienstabilisierung wesentlich auf den Strömungsverhältnissen an den Konturnuten 22 und 38 und in dem Zirkulationsraum 31 selbst. Die Strömungs¬ verhältnisse an den Verbindungsöffhungen werden wesentlich von den Kontur¬ nuten beeinflußt.
Die gewünschte Charakteristik erhält man durch Abstimmung des Gesamtsystems, wobei im erfindungsgemäßen Fall größter Wert auf die Beibe¬ haltung des Wirkungsgradniveaus gelegt wird. Eine Abstimmung der Kennlinien¬ stabilisierung zum Hinausschieben der Stopfgrenze liefert unter diesem Gesichts¬ punkt die besten Ergebnisse. Da der Arbeitsbereich einer Verdichterbaugröße be¬ züglich der Pumpgrenze durch die Variation des Nabenverhältnisses bzw. durch die Verdichterkontur eingestellt wird, und weil für eine Verdichterbaugröße die gleiche Zirkulationseinrichtung verwendet werden soll, bezieht man die Dimen¬ sionierung der KSM sinnvollerweise auf die Austrittsfläche des Laufrades.
Bei der Abstimmung sind grundsätzlich folgende Punkte zu beachten:
1) Die Dimensionierung der Fläche des Zirkulationsraumes 31.
2) Der Zustand in diesem Zirkulationsraum ist zusätzlich durch einen Einlaufring 10 abzustimmen, der den Zirkulationsraum im Saugmund mehr oder weniger verdeckt.
3) Die Fläche und die Lage der Konturnut 38 über dem Laufrad.
4) Der Zuströmwinkel 43 der Konturnut 38 über dem Laufrad. Nachfolgend werden Konstruktionsmerkmale zur Optimierung dieser Größen gegeben.
Der Durchmesser 16 des Einlaufe ist das 0,64 bis l,2fache des Laufrad¬ austrittsdurchmessers 48, wobei der bevorzugte Bereich zwischen 0,7 und 0,9 liegt.
Die Breite 36 der Konturnut 38 beträgt das 0,55 bis 0,7 fache der Lauf¬ radsaustrittsbreite 50.
Bei Anbringung weiterer Konturnuten sollten ihre Breiten nicht mehr als zu einem Viertel der Laufradaustrittsbreite 50 entsprechen.
Die axiale Lage, gegeben durch den Abstand 56 zwischen Kontumut 38 und hinterem Ende des Laufrads 49, beträgt das 0,15 bis 0,3 fache des Laufrad¬ austrittsdurchmessers 48.
Die axiale Lage der Einlaufhut 22 befindet sich im Abstand 58 zum hin¬ teren Ende des Laufrads, wobei dieser Abstand 58 das 0,36 bis 0,6 fache des Laυf- radaustrittssdurchmessers 48 ist.
Die Breite 24 der Einlaufhut 22 ist das 1 bis 1.1 fache der Breite 36 der Konturnut 38.
Das Verhältnis der Querschnittsfläche des Zirkulationsraums 31 in radialer Richtung zur Fläche der Konturnut 38 Hegt zwischen dem 3,5 und 4,5 fachen der Fläche, die auf den Durchmesser 40 der Fläche der Kontumut bezogen ist.
Das Verhältnis des Innendurchmessers 30 des Zirkulationsraumes 31 ist ungefähr das 0,8 fache des Laufradaustrittsdurch-messers 48.
Die Nutbreite 36 der Kontumut 38 ist das 0,03 bis 0,05 fache des Lauf¬ radaustrittsdurchmessers 48.
Das Verhältnis von der Fläche der Konturnut 38 zum Quadrat des Laufradaustrittsdurchmessers 48 ist das 0,106 bis 0,151 fache des Nabenverhält- nisses, wobei das Nabenverhältnis durch das Verhältnis des Laufraddurch- meβsers im Eintritt 34 zu dem des Austritts 48 bestimmt ist und beispielsweise zwischen 0,64 bis 0,74 Hegt.
Das Volumen des Zirkulationsraums 31 Hegt zwischen dem 0.06 und dem 0.23 fachen der dritten Potenz des Laufiradauβtrittβdurchmessers 48.
Die engen Intervalle dieser Verhältnisse machen deutlich, auf welche Größen bei der Konstruktion eines Radialverdichters mit KennfeldstabiHsierung genauer zu achten ist. Die angegebenen Einstellbereiche zeigen an, in welchem Wertebereich die angegebenen Werte eingehalten werden müssen. Die in den Angaben enthaltene Lehre erlaubt es, eine KennlinienstabiHsierung für Radial¬ verdichter zu konstruieren, die den Wirkungsgrad nicht beeinträchtigt und das Kennfeld verbreitert.

Claims

PATEN ANSPRÜCHE
1. Einrichtung zur KennfeldstabiHsierung bei einem Radialverdichter, der einen einengenden Einlaufbereich (11), ein Laufrad (49) und einen Austritts¬ bereich 846, 44) besitzt, wobei sich das Laufrad (49) zwischen Einlaufbereich (11) und Austrittsbereich (46, 44) befindet und durch Rotation des Laufrades ein Fördermedium vom Einlauf bereich (11) zum Austrittsbereich (46, 44) befördert, das Laufrad entlang seiner Achse eine Kontur besitzt, die sich vom Eintritts¬ durchmesser (34) zum Austrittsdurchmesser (48) entsprechend dem Profil der es umgebenden Seitenwand (42) verändert, und die Kennlinienstabilisierung einen durch einen Konturring (26) gegen die Hauptströmung abgrenzenden Zirkulationsraum (31) enthält, der sich vom Einlauf bereich (11) zur Konturwand (42) erstreckt, und der vom Einlaufbereich gegenüber der Hauptströmun teilweise abgedeckt ist, dadurch gekennzeichnet, daß der Zirkulationsraum (31) mit einer hinter dem Laufradeintritt (2) und vo dem Laufradaustritt (46) angeordneten Verbindungsöffhung (45) in de Konturwand (42) mit der Hauptströmung in Verbindung steht,
2. Einrichtung zur KennfeldstabiHsierung bei einem Radialverdichte nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Einlaufbereich aus einem dem Zirkulationsraum (31) gegenüber de Hauptströmung abdeckend auswechselbaren und anpaßbaren Einlaufring (10 besteht. daß der Durchmesser (16) des Einlaufdurchmessers das 0,64 bis 1,2 fache des Laufradaustrittsdurchmessers (48) beträgt und der bevorzugte Bereich zwischen o,7 bis 0,9 Hegt.
4. Einrichtung zur KennfeldstabiHsierung bei einem Radialverdichter nach Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß eine Kontumut (38), welche die Strömung zum Laufrad (49) führt, einen Zuströmwinkel (43) in radialer Richtung zwischen 20° und 30° aufweist.
5. Einrichtung zur KennfeldstabiHsierung bei einem Radialverdichter, nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet,
daß die Breite (36) der Kontumut (38) das 0.55 bis 0.7 fache der Laufradsaustrittsbreite (50) beträgt.
6. Einrichtung zur Kennfeldstabilisierung bei einem Radialverdichter nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens eine weitere Konturnut (138) vorhanden ist, deren Breite bis zu einem Viertel der Laufradaustrittsbreite (50) entspricht.
7. Einrichtung zur Kennfeldstabilisierung bei einem Radialverdichter nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die axiale Lage, gegeben durch den Abstand (56) der Kontu ut (38) vom hinteren Ende des Laufrads (49 ), das 0,15 bis 0,3 fache des Laufradaustritts¬ durchmessers (48) ist.
8. Einrichtung zur Kennfeldstabilisierung bei einem Radialverdichter nach den Ansprüchen 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Lage der Einlaufhut (22) im Abstand (58) zum hinteren Ende des Laufrads befindet, welche das 0,36 bis 0,6 fache des Laufradaustrittssdurchmessers (48) beträgt.
9. Einrichtung zur KennfeldstabiHsierung bei einem Radialverdichter nach den Ansprüchen 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis der Breite (24) der Einlaufhut (22) zur Breite (36) der Konturnut (38) das 1 bis 1.1 fache ist.
10. Einrichtung zur KennfeldstabiHsierung bei einem Radialverdichter nach den Ansprüchen 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis der Querschnittsfläche des Zirkulationsraums (31) zur radialen Fläche der Kontumut (38) zwischen 3,5 und 4,5 ist.
11. Einrichtung zur KennfeldstabiHsierung bei einem Radialverdichter nach den Ansprüchen 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis des Innendurchmessers (30) des Zirkulationsraumes (31) ungefähr das 0,8 fache des Laufradaustrittsdurchmessers (48) ist.
12. Einrichtung zur KennfeldstabiHsierung bei einem Radialverdichter nach den Ansprüchen 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Nutbreite (36) der Kontumut (38) das 0,03 bis 0.05 fache des Laufradaustrittsdurchmessers (48) beträgt.
13. Einrichtung zur KennfeldstabiHsierung bei einem Radialverdichter nach den Ansprüchen 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis der Fläche der Kontumut (38) zum Quadrat des Laufradaus¬ trittsdurchmessers zwischen 0,106 bis 0,151 des Nabenverhältnisses liegt, wobei das Nabenverhältnis durch das Verhältnis des Laufraddurchmessers im Eintritt (34) zu dem des Austritts (48) bestimmt ist.
14. Einrichtung zur Kennfeldstabilisierung bei einem Radialverdichter nach den Ansprüchen 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Volumen des Zirkulationsraums (31) zwischen dem 0.06 und dem 0.23 fachen der dritten Potenz des Laufradaustrittsdurchmessers (48) ist.
15. Einrichtung zur KennfeldstabiHsierung bei einem Radialverdichter nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Stirnseiten der den Konturring (26) tragenden Stege abgerundet sind.
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