Umlaufende Maschine mit Zeitschaufel- und Arbeitsschaufelkränzen zur Förderung bezw. Yerdiehtung von Arbeitsmitteln. Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine umlaufende Maschine mit Leit- schaufel- und Arbeitsschaufelkränzen zur Förderung bezw. Verdichtung von Arbeits mitteln, bei welcher der mittlere Durchmes ser eines zwischen den Endschaufelkränzen liegenden Schaufelkranzes wenigstens an nähernd mit dem arithmetischen Mittelwert der mittleren Durchmesser der benachbarten Schaufelkränze übereinstimmt und die Schau feln Querschnitte haben,
die stromlinienför mig und an der Druckseite nach aussen ge wölbt sind. In diese Gruppe von Maschinen gehören: z. B. Verdichter und Pumpen mit axialer oder radialer Durchströmung, oder solche Verdichter bezw. Pumpen, bei wel chen die Strömung des Arbeitsmittels längs einer Rotationsfläche mit gerad= oder krummlinigem Meridiansühnitt, z. B. längs einer Kegelfläche erfolgt.
Die Erfindung besteht darin, dass für die Schaufeln in einem Leitschaufelkranz und in dem dem letzteren unmittelbar nachgeschal teten Arbeitsschaufelkranz mindestens an einer Stelle der Schaufellänge die Beziehung
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gilt, wobei unter ss, und ss2 die zwischen 0 und 90 liegenden Winkel zu verstehen, sind, welche die zwei Berührungsgeraden von zwei in derselben zur Schaufellänge senkrechten Schnittfläche liegenden Leitschaufel- und Arbeitsschaufelquerschnitten der zwei ge nannten Schaufelkränze mit der Umfangs richtung bilden und wobei unter der Berüh rungsgeraden,
eines Querschnittes die den be treffenden Querschnitt an den beiden Enden berührende, auf der Druckseite dieses Quer schnittes angeordnete Gerade zu verstehen ist.
Bei den bisher bekannten Maschinen der eingangs erwähnten Art zeigte sich der wesentliche Nachteil, dass diese, falls sie mit gutem Wirkungsgrad arbeiten sollen, in ihrer bisherigen Ausführung für grosse Um fangsgeschwindigkeiten nicht geeignet sind, obwohl grosse Umfangsgeschwindigkeiten zwecks Erhöhung der Leistungsfähigkeit bezw. zwecks Erniedrigung der Abmessun gen und der Baukosten erwünscht sind.
Mit der Erhöhung der Umfangsgeschwindigkeit und der Leistungsfähigkeit erhöht sich näm lich auch die Durchströmung8geschwindig- keit des Arbeitsmittels bezw. die relative Ge schwindigkeit zwischen dem Arbeitsmittel und den Schaufeln; anderseits ist es aber aus bekannten aerodynamischen Gründen nicht zweckmässig, mit der relativen Geschwindig keit zwischen dem Anbeitsmittel und den Schaufeln der Geschwindigkeit der Fort pflanzung der Schallschwingung im Arbeits mittel überaus nahe zu kommen, da. in die- s;@m Falle der Wirkungsgrad der Schaufeln wesentlich ungünstiger wird.
Bei den be kannten Ausführungen besitzt das Arbeits mittel im Arbeitsraume der umlaufenden Maschine keine, oder höchstens nur eine un wesentliche und unbeabsichtigte Geschwin digkeitskomponente in der Umfangsrichtung.
Die Erfindung ermöglicht es, dem er wähnten Nachteil entgegenzuwirken. Die Er füllung der erwähnten Bedingung für die Winkels ss, und ss2 hat. nämlich die Wirkung, dass das Arbeitsmittel in der Drehrichtung des Läufers eine beträchtliche durchschnitt liche Rotationsgeschwindigkeit vc aufweist, welche in den für die Erfindung in Betracht kommenden Fällen kleiner als die Umfangs geschwindigkeit u des Läufers, jedenfalls aber grösser als
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ist. Dadurch kann die Re lativgeschwindigkeit kleiner gewählt wer den.
Diese Massnahme gestattet somit einer seits einen besseren Wirkungsgrad, ander seits macht sie grössere Umfangsgeschwindig keiten bei gutem Wirkungsgrad möglich.
Ein weiterer, gleichfalls auf den Wir kungsgrad der erwähnten Maschinen zurück wirkender Nachteil äussert sich bei den be kannten, Maschinen darin, dass die Vertei lung der Geschwindigkeit des Arbeitsmittels durch die auf den die Strömung leitenden Rotationsflächen, hvie z. B. auf dem Ver- dichtergehäuse und an der Läuferoberfläche, sowie auf den Schaufeln entstehende Rei bung des Arbeitsmittels ungünstig beeinflusst wird, eo dass demzufolge der erzeugbare Druck für viele Anwendungen nicht ent sprechend sein kann.
Die sogenannte er müdete Grenzschicht, d. h. die Schicht des Arbeitsmittels, welche längs der die Strö mung begrenzenden Wände bezw. auf den diesen Grenzwänden benachbarten Teilen der Schaufeln, infolge der Reibung oder infolge Loslösens von der Saugseite der Schaufeln abgebremst ist, verfügt nämlich in bezug auf den Schaufelkranz nicht über jene relative Geschwindigkeit, die den im unversehrten gern der Strömung befindlichen Arbeits- mittelteilchen eigen ist, und sind daher die Schaufeln an diesen Stellen unfähig, eine entsprechende Druckerhöhung zu erzeugen;
irgendein Verdichter oder eine Pumpe mit umlaufenden Schaufeln muss daher um eo vollkommener arbeiten können, je mehr es gelingt, diese milden Grenzschichten zu eli minieren oder sie mindestens in ihren Ab messungen zu beschränken. Die Grenz- schicht unterliegt einerseits der Reibung an den Schaufeln und an den Wänden, was ihre Geschwindigkeit nachteilig beeinflusst, an derseits aber steht sie auch mit dem unver sehrten gern der Strömung in Reibungswir kung,
welch letztere Reibung einen vorteil haften Einfluss auf die Geschwindigkeitsver hältnisse der Grenzschicht ausübt. Wie im nachstehenden gezeigt wird, kann durch die vorerwähnte erfindungsgemässe Massnahme, d. h.
dadurch, dass dem Arbeitsmittel in der umlaufenden Maschine in der Drehrichtung des Läufers eine beträchtliche Rotations geschwindigkeit erteilt wird, gleichzeitig auch in dieser letzteren Beziehung eine wesentliche Verbesserung erzielt werden, in dem hierdurch erreicht wirrt, dass die Im pulskonvektion (die Reibung)
zwischen der in ihrer auf den Schaufelkranz bezogenen relativen Geschwindigkeit herabgeminderten Grenzschicht und dem unversehrten Bern der Strömung bedeutend kräftiger wird als bei den. bisher bekannten Konstruktionen.
Um diese letztere, sich hauptsächlich bei axialen Maschinen äussernde vorteilhafte Wirkung der erwähnten Massnahme leichter zu verstehen, sei es vorausgesetzt, dass irgendein Arbeitsmittelteil von der Masse m über eine Geschwindigkeitskomponente vt in der Umfangsrichtung verfügt, welche infolge der Reibung an der stehenden Führungs wand, oder aber infolge der Reibung mit dem Schaufelkranz, eine Änderung dvt erlei det. Die auf dieses Arbeitsmittelteilchen wirkende Zentrifugalkraft ist
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wo r die Entfernung von der Drehachse bedeu tet.
Diese Zentrifugalkraft erleidet infolge der Änderung der Geschwindigkeitskompo nente in der Umlaufsrichtung eine Änderung im Werte von (
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Bei einer ge gebenen Geschwindigkeitsänderung von dvt ist, wie obige Gleichung zeigt, diese Ände rung der Zentrifugalkraft um so grösser, je grösser die Geschwindigkeitskomponente des Arbeitsmittels in der Umfangsrichtung ist. Wenn z.
B. zwecks leichterer Vorstellung das Arbeitsmittel im Falle eines Verdichters mit axialer Druchströmung eine durchschnitt liche Drehgeschwindigkeit besitzt, .deren Richtung mit der Richtung der Umfangsge schwindigkeit des Läufers übereinstimmt, die jedoch kleiner als die Umfangsgeschwindig keit des Läufers ist, so wird der die Wand des Läufers streifende Teil des Arbeitsmit tels beschleunigt und wird der infolgedessen darauf wirkende Zuwachs an Zentrifugal kraft um so grösser, je grösser die Drehung des Arbeitsmittels ist.
Ebenso, falls das Ar beitsmittel die stehende Wand (die, innere Fläche des 1lasehinengehäuses) streift, wird sich seine Geschwindigkeit verringern, und die Verminderung der darauf wirkenden Zentrifugalkraft wird um so grösser sein, je grösser .die durchschnittliche Drehung des Arbeitsmittels ist.
Der auf das den Läufer streifende Arbeitsmittelteilchen wirkende Kraftzuwachs dP treibt das streifende Teil- chen mit beträchtlicher Kraft nach aus wärts, während das das stehende Gehäuse streifende Arbeitsmittelteilchen durch die Verminderung der Zentrifugalkraft in be- zug auf die Umgebung kräftig gegen die Drehachse getrieben wird.
Beide Wirkungen rufen eine hochgradige Konvektion hervor, deren Entstehung somit dadurch bedingt ist, dass das Arbeitsmittel in einer in bezug auf die Umfangsgeschwindigkeit des Läu fers nicht vernachlässigbaren, beträchtlichen durchschnittlichen Drehung gehalten wird, welche die gleiche Richtung wie die Drehung des Läufers. besitzt, jedoch an Ausmass klei ner als diese ist. Bei den bisher bekannten Verdichtern und Pumpen mit umlaufenden Schaufeln besitzt nämlich das Arbeitsmittel.
wie schon erwähnt, kaum eine Geschwindig keitskomponente in der Umfangsrichtung; mithin sind auch die infolge der durch die Zentrifugalkraft verursachten Reibung ein tretenden Änderungen im Falle einer kleinen Geschwindigkeitsänderung nur sehr gering, und dazu, dass diese Änderungen einen merk lichen. Wert erreichen sollen, würde es einer sehr beträchtlichen Änderung der Gesch-win- digkeit bedürfen. Von besonders grosser Be deutung ist der gesteigerte Impulsaustausch in dem Falle, wenn die herzustellende Druckhöhe im Verhältnis zu der der Um fangsgeschwindigkeit des Läufers entspre chenden Geschwindigkeitshöhe gross ist. Bei Lüftern, wo z.
B. nur ein oder zwei Schau felkränze angewendet werden, ist die Bedeu tung der Reibung der Grenzschicht, also auch diejenige der Steigerung der Konvektion wesentlich geringer.
Inder Zeichnung ist ein Ausführung3bei- spiel des Erfindungsgegenstandes dargestellt. Fig. 1 zeigt in schematischer Darstellung einen Längsschnitt einer axialen Maschine der vorerwähnten Type, die Verdichter aus gebildet ist.
Fig. 2 ist das in eine Ebene entwickelte Bild des auf einer zur Welle koaxialen Zylinderfläche befindlichen Querschnittes durch die Beschaufelung in grösserem Mass stab, während Fig. 3 die entsprechenden Geschwindig keitsdreiecke der feststehenden und der um laufenden Schaufeln veranschaulicht.
In Fig. 4 ist schliesslich der Querschnitt einer Schaufel in grösserem Massstab ersieht- k3 Gemäss Fig. 1 enthält das Maschinenge häuse 1 den in .den Lagern 2 und 3 laufen den und auf der Welle 4 befestigten Läufer 5 mit den umlaufenden Arbeitsschaufelkrän- zen 11, 12. Im Gehäuse 1 sind feststehende Leitschaufelkränze 13, 14 untergebracht. Das Wellenende 8 dient zum Antrieb der Ma schine.
Diese Bauart arbeitet so, dass der Läufer, indem er in ,der zweckentsprechen den Richtung in Drehung versetzt wird, das Arbeitsmittel durch die Einlassöffnung 9 einsaugt und es in verdichtetem Zustand durch die Öffnung 10 auslässt. Gemäss Fig. 2 bewegen sich die umlaufenden Schaufel kränze 11 und 12 in der Richtung der Pfeile I in der Ebene des Schnittes mit einer Um fangsgeschwindigkeit u, während die fest stehenden Schaufelkränze 13 und 14 stille stehen. In Fig. 2 ist der zur Welle 4 koaxiale Zylinder, in dem sich die Schaufelquer schnitte befinden, in einer Ebene ausgebrei tet.
Die Schaufelquerschnitte sind, wie die Fig. 2 und 4 zeigen, stromlinienförmig und auf der Druckseite nach aussen gewölbt.
Die Berührungsgerade 17 des Schaufel querschnittes der Arbeitsschaufel ist die Ge rade, welche den Schaufelquerschnitt nur an den beiden Enden berührt und auf .der Druckseite des Querschnittes liegt. Sie tan giert den sich dem einen Querschnittsende anliegenden Kreis 15 und geht durch die Profilspitze, berührt also auch den zu einem Punkt reduzierten Kreis dieses Endes.
Die Gerade 17 schliesst mit der Umfangsrichtung den zwischen 0 und 90 fallenden Winkel ss, ein, während der durch die in analoger Weise definierte Berührungsgerade des Querschnittes der feststehenden Schaufeln und durch die Umfangsrichtung eingeschlos sene Schaufelwinkel der feststehenden Schau feln ss, ist. Dabei gehört der Winkel ss, zum Leitschaufelkranz 13 und der Winkel ss2 zu dem diesem Kranz unmittelbar nachgeschal teten Arbeitsschaufelkranz 12.
Gemäss Fig. 4 ist der Schaufelquerschnitt bei der Einströ- mungskante abgerundet und der an die Ab rundung angrenzende Kreis mit 15 bezeich net, während das Profilende bei der Aus strömungskante spitzig ist, so dass der an grenzende Kreis hier zum Spitzpunkt 16 des Profilendes zusammenschrumpft; die dieser Annahme entsprechende, den Kreis 15 von der Vorderseite der Schaufel her berührende und durch den Spitzpunkt 16 gehende Be rührungsgerade des Schaufelquerschnittes ist wie erwähnt. 17.
So sind die Winkel in glei chem Sinne bestimmt: sie sind immer an der Druckseite der Schaufeln am Austritt aus dem Schaufelkranz zu messen; auch in den nachfolgenden Darlegungen werden, sooft von Schaufelwinkeln die Rede sein wird, immer die in dieser Weise gemessenen Win kel zu verstehen sein.
Die den Winkeln ss, und ss2 entsprechen den Querschnitte liegen in derselben, zur Schaufellänge senkrechten Schnittfläche, und da liesse Schnittfläche im Falle des vorlie genden Ausführungsbeispiels eine Zylinder fläche ist, haben sie diesmal gleiche Entfer nung von der Laufaxe.
In Fig. 3 sind die den Querschnitten der Kränze 13. 12 entsprechenden Geschwindig keitsdreiecke dargestellt. Sie haben Geltung für eine bestimmte Stelle der Schaufellänge. Unter der Schaufellänge ist. in diesem Falle die radiale Erstreckung der Schaufel zu ver stehen.
Es bezeichnet in Fig. 3 c, die abso- lute Geschwindigkeit des Arbeitsmittels vor dem Einritt in .die in Fig. 2 mit 13 bezeich neten, feststehenden Leitschaufeln, während Cr die absolute Geschwindigkeit des Arbeits mittels nach dem Austritt aus den fest- stehenden Schaufeln bezeichnet;
die mittlere absolute Geschwindigkeit ist ek. e, befindet sich in einer zur Are der Welle 4 parallelen Ebene. Die Komponente vt von ck in der Um fangsrichtung ist der durchschnittlichen Rotationsgeschwindigkeit des Arbeitsmittels <B>01</B> eich, während die hierauf senkrechte Kom ponente va die Neridiangeschwindigkeit be- zeichnet, die im Falle eines Verdichters mit axialer Durehströmung der axialen Ge schwindigkeit gleich isst.
Die .absoluten Ge schwindigkeiten bedeuten zugleich auch die auf die feststehenden .Schaufeln bezogenen relativen Geschwindigkeiten. Die auf die um laufenden Schaufeln bezogenen relativen Geschwindigkeiten werden erhalten, wenn zu den vorerwähnten Geschwindigkeiten die Umfangsgeschwindigkeit u, des Läufers in der entsprechenden Richtung hinzugerechnet wird. So ist die relative Geschwindigkeit des Arbeitsmittels zu den umlaufenden Schau feln des Kranzes 12 nach Eintritt in diese letzteren cl' und nach Austritt aus denselben e2', während die mittlere relative Geschwin digkeit cl,' ist.
Nachdem in der Praxis die genannte Be rührungsgerade 17 der Schaufeln mit der mittleren Geschwindigkeitsrichtung mit guter Annäherung übereinstimmt, sind die in Fig. 3 dargestellten Winkel ss1 und ss2 mit den in der Fig. 2 dargestellten Winkeln ss, und ss., praktisch gleich.
Wie in der Einleitung dargelegt, ist es, um die relative Geschwindigkeit zwischen den Schaufeln und dem Arbeitsmittel herab zusetzen und um bei axialen lllaschinen zwi schen der Grenzschicht und dem Strömungs kern einen kräftigen Impulsaustausch her vorzurufen, zweckmässig, .die .durchschnitt liche Umlaufsgeschwindigkeit vt des Arbeits mittels im Verhältnis zur Umfangsgeschwin digkeit 2a des Läufers hinreichend gross zu wählen;
so kann ein befriedigendes Resultat bereits erhalten werden, wenn die durch schnittliche Rotationsgeschwindigkeit des Arbeitsmittels vorzugsweise entlang der gan zen Schaufellänge, jedenfalls aber minde stens an einer Stelle derselben ein Drittel der Umfangsgeschwindigkeit des Läufers er reicht. Selbstverständlich sind beide Wirkun gen noch günstiger, wenn die durchschnitt liche Umfangsgeschwindigkeit des, Arbeits mittels noch grösser ist; im Grenzfalle kann sie den Wert .der Umfangsgeschwindigkeit des Läufers erreichen, natürlich unter der Bedingung, dass sie mit dieser letzteren immer in derselben Richtung bleibt.
Die kon struktive Bedingung dafür, dass die durch schnittliche Rotationsgeschwindigkeit des Arbeitsmittels zwischen diese beiden Gren zen fällt, ist, wie dies im nachfolgenden aus Fig. 3 abgeleitet wird, dass der Wert des Bruches,,dessen Zähler und Nenner die Tan genten der Winkel ss,, ss2 sind, kleiner als 2 und grösser als 0 ist. Besonders günstig ist die Lage dann, wenn dem Arbeitsmittel eine derartige durchschnittliche Rotation ver liehen; wird, die mindestens in .einem Punkte der Schaufellänge mit der Hälfte der Um fangsgeschwindigkeit des Läufers überein stimmt.
Die konstruktive Bedingung hierfür ist, dass die Winkel ss, und ss2 wenigstens an einer Stelle der Schaufellänge einander gleich sind.
Um den jetzt aufgestellten Zusammen hang nachzuweisen, geht man auf Grund der Fig. 3 von den Formeln
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aus, wo va, die axiale Geschwindigkeitskom ponente, vt die (in die Umfangsrichtung fal lende und in der Läuferdrehrichtung gerich tete) tangentiale Geschwindigkeitskompo nente der Strömungsgeschwindigkeit, und u die Umfangsgeschwindigkeit im untersuch ten Schaufelquerschnitt bezeichnen.
Aus die sen Formeln ergibt sich
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Wird 'ier für vt die im vorigen erwähnte untere Grenze
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eingesetzt, so erhält man s
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und für die obere Grenze von vt = w
EMI0005.0041
Demzufollge ist mit der Forderung
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die Bedingung
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erfüllt.
Diese Bedingung ist bei der darge stellten 3Zaschine erfüllt. ss1 und ss2 sind da bei, wie erwähnt, die Winkel beim Leit- schaufelkranz 13 und bei dem dem letzteren unmittelbar nachgeschalteten Kranz 12 an einer Stelle der Schaufellänge. Die Bedin gung könnte auch für die ganze Schaufel länge, statt nur für eine Stelle derselben, er füält sein.
Mit Rücksicht darauf, dass auf die Er reichung eines guten Wirkungsgrades auch die Grösse der Me@ridiankomponente der Ge schwindigkeit einen Einfluss ausübt, und dass dieselbe wenigstens an einer Stelle der Schaufellänge, zweckmässigerweise zwischen einem Viertel der Umfangsgeschwindigkeit und der vollen Umfangsgeschwindigkeit blei ben muss, ist bei der dargeetedlten Maschine zwecks Erzielung eines guten Wirkungs grades die darauf bezügliche konstruktive Bedingung erfüllt.
Falls auch die auf die durchschnittliche Drehung des Arbeitsmittels bezogene obige Bedingung erfüllt ist, kann dieser letzterwähnten Bedingung dadurch Genüge geleistet werden, dass die Tangente des Winkels ss1 mindestens an einer Stelle der Schaufellänge grösser als 1/.1 und kleiner als 3 gewählt wird.
Zum Nachweis dieses Zusammenhanges geht man gleichfalls von den vorigen Wer ten von tg ss, und tg <I>ss,</I> und zwar aus den Formeln
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aus.
Aus der letzteren Formel erhält man
EMI0006.0024
Wird dieser Ausdruck in (1) eingesetzt, so erhält man
EMI0006.0025
und schliesslich
EMI0006.0026
Setzt man diesen Ausdruck in die im obigen festgelegte Grenzwertbeziehung von 2a
EMI0006.0030
ein, so erhält man
EMI0006.0031
Für
EMI0006.0032
wurden aber bereits mittels der ersten Ableitung die Grenzwerte 0 und 2 er mittelt. Mit diesen Grenzwerten geht die letztere Formel über in
EMI0006.0035
woraus sich schliesslich zusammenfassend er gibt:
EMI0006.0036
wie oben vorgeschrieben.
Bei axialen Maschinen ist es hinsichtlich des Impulsaustausches nicht gleichgültig, wie die durchschnittliche Drehgeschwindigkeit des Arbeitsmittels in Abhängigkeit der von der Drehachse gemessenen Entfernung ver teilt ist. Den grössten Vorteil bietet in dieser Hinsicht die Befolgung der Geschwindig keitsverteilung des sogenannten potentialen Wirbels, bei welchem die Rotationsgeschwin digkeit in umgekehrtem Verhältnis zur Ent fernung von der Drehachse steht.
Bei einer solchen Rotation kann jedes Arbeitsmittel teilchen, da es sich in indifferenter Gleich gewichtslage befindet, mit der geringsten virtuellen Kraftwirkung auf .einen beliebigen Punkt des Radius verschoben werden; somit wird die Konvektion durch Änderung der auf irgendein Teilchen wirkenden Zentrifu galkraft sofort und in möglichst grossem Ausmass in Gang gesetzt.
Um aber den Ver lauf der durchschnittlichen Rotation gemäss diesem Gesetz zu sichern, muss die hierfür bestehende Bedingung berücksichtigt wer den, wonach das Verhältnis der Tangenten der Winkel ss, und ss, wenigstens annähernd das Gesetz
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befriedigen soll, wo q ein entsprechend ge wählter Festwert, also eine Konstante, ist, während r die von der Drehachse gemessene Entfernung verschiedener Punkte der Schau fellänge bezeichnet. Diese Bedingung ist auch bei der dargestellten Maschine erfüllt.
Der Ableitung dieser Formel wird -die be kannte physikalische Bedingung des poten- tialen Wirbels zu Grunde gelegt, welche darin besteht, dass die tangentiale Geschwin- digkeitskomponente des kreiselnden Arbeits mittels
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ist, (wo c eine Konstante und r die Entfer nung eines kreisenden Arbeitsmittelteilehens von der Wirbelachse bedeutet), während die axiale Komponente va, = const.
(im Falle einer reinen Wirbelbewegung 0) ist. Wie früher ermittelt, folgt aus Fig. 3
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Setzt man hier für
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und für au
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ein (wo n die minutliehe Umlaufzahl des Läufers bedeutet), so findet man
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worin also
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ist. q ist also bei konstanter Läuferdrehzahl eine Konstante, während r die Entfernung der den beiden Winkeln ss, und ss2 entspre chenden Schaufelquerschnitte von der Läu ferare ist.
Im Falle .eines aus einer Pumpe bestehen den Beispiels ist die Rotation des Arbeits mittels mit einer beträchtlichen Geschwin digkeit, sowie die so erzielbare Verminde rung der relativen Geschwindigkeit zwischen dem Arbeitsmittel und den Schaufeln auch mit Rücksicht auf die Herabsetzung der Kavitationsgefahr vorteilhaft.
Die in der vorstehenden Darlegung be schriebene Steigerung des Impulsaustausches bietet gewisse Vorteile auch bezüglich der Verminderung des Spaltverlustes, indem die Schicht, die einen Spaltverlust erlitten hat, sich schnell mit dem unversehrten Strom vermengt und eine ermüdete Grenzschicht, die auf die Tätigkeit des Verdichters einen schädlichen Einfluss haben könnte, nicht ein ma1 infolge des Spaltverlustes entstehen kann.
Mit Rücksicht darauf, dass bei Gastur binenanlagen mit Verdichter ein guter Wir kungsgrad des letzteren eine wichtige Rolle spielt, eignet sich die beschriebene und dar gestellte Maschine in ihrer Ausbildung als Verdichter insbesondere in Verbindung mit Gasturbinen.
Rotating machine with time shovel and working shovel rings for conveying respectively. Use of work equipment. The present invention relates to a rotating machine with guide vane and working vane rings for conveying BEZW. Compaction of work equipment in which the mean diameter of a blade ring located between the end blade rings at least approximately corresponds to the arithmetic mean of the average diameter of the adjacent blade rings and the blades have cross-sections,
which are streamlined and curved outwards on the pressure side. This group of machines includes: e.g. B. compressors and pumps with axial or radial flow, or such compressors BEZW. Pumps, in wel chen the flow of the working medium along a surface of revolution with straight = or curvilinear Meridiansühnitt, z. B. takes place along a conical surface.
The invention consists in that for the blades in a guide vane ring and in the working blade ring immediately downstream of the latter, the relationship is at least at one point along the blade length
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applies, where ss, and ss2 are to be understood as the angles between 0 and 90, which form the two lines of contact of two guide vane and working vane cross-sections of the two mentioned vane rings with the circumferential direction, which are in the same cutting surface perpendicular to the vane length and where the line of contact,
a cross-section which is the cross-section in question touching at the two ends, on the pressure side of this cross-section arranged straight line is to be understood.
In the previously known machines of the type mentioned, the main disadvantage was that they, if they are to work with good efficiency, are not suitable in their previous design for large circumferential speeds, although large peripheral speeds BEZW for the purpose of increasing the performance. for the purpose of reducing the dimensions and construction costs are desirable.
With the increase in the circumferential speed and the performance, the throughflow speed of the working medium increases as well. the relative speed between the working fluid and the blades; on the other hand, for known aerodynamic reasons, it is not expedient to come very close to the relative speed between the working medium and the blades of the speed of the propagation of the sound vibration in the working medium, there. in this case the efficiency of the blades is much less favorable.
In the known designs, the working medium in the working area of the rotating machine has no, or at most only an insignificant and unintentional speed component in the circumferential direction.
The invention makes it possible to counteract the disadvantage mentioned. The fulfillment of the mentioned condition for the angles ss, and ss2 has. namely the effect that the working means in the direction of rotation of the rotor has a considerable average rotation speed vc, which in the cases under consideration for the invention is less than the peripheral speed u of the rotor, but in any case greater than
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is. As a result, the relative speed can be selected to be smaller.
This measure thus on the one hand allows better efficiency, on the other hand it makes greater peripheral speeds possible with good efficiency.
Another disadvantage, which also affects the efficiency of the machines mentioned, manifests itself in the known machines in the fact that the distribution of the speed of the working medium by the rotating surfaces guiding the flow, hvie z. B. on the compressor housing and on the rotor surface, as well as on the vanes resulting Rei environment of the working medium is adversely affected, eo that consequently the pressure that can be generated for many applications can not be accordingly.
The so-called tired boundary layer, i.e. H. the layer of the working fluid, which BEZW along the flow limiting walls. is decelerated on the parts of the blades adjacent to these boundary walls, as a result of friction or as a result of detachment from the suction side of the blades, namely does not have the relative speed with respect to the blade ring which is inherent in the working medium particles in the intact, like the flow, and therefore the blades are unable to generate a corresponding pressure increase at these points;
any compressor or a pump with rotating blades must therefore be able to work eo more perfectly, the more it is possible to eliminate these mild boundary layers or at least to limit their dimensions. On the one hand, the boundary layer is subject to the friction on the blades and on the walls, which adversely affects its speed, but on the other hand, it also has a frictional effect with the unchanged fondness of the flow,
which latter friction has an advantageous influence on the speed ratios of the boundary layer. As will be shown below, the aforementioned measure according to the invention, d. H.
in that the working medium in the rotating machine is given a considerable rotational speed in the direction of rotation of the rotor, at the same time a substantial improvement is achieved in this latter relationship, in that this results in the impulse convection (friction)
between the boundary layer, which is reduced in its relative speed in relation to the blade ring, and the undamaged Bern of the flow becomes considerably stronger than in the case of the. previously known constructions.
In order to better understand this latter, advantageous effect of the mentioned measure, which is mainly expressed in axial machines, it is assumed that some work equipment part of the mass m has a speed component vt in the circumferential direction, which walled as a result of the friction on the stationary guide, or but as a result of the friction with the blade ring, a change dvt erlei det. The centrifugal force acting on this working medium particle is
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where r is the distance from the axis of rotation.
As a result of the change in the speed component in the direction of rotation, this centrifugal force suffers a change in the value of (
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Given a given speed change of dvt, as the above equation shows, this change in the centrifugal force is greater, the greater the speed component of the working medium in the circumferential direction. If z.
B. in order to make it easier to imagine the working fluid in the case of a compressor with axial flow has an average rotational speed, whose direction coincides with the direction of the circumferential speed of the rotor, but which is smaller than the circumferential speed of the rotor, so the wall of the Runner's grazing part of the Arbeitsmit means accelerated and the consequent increase in centrifugal force acting on it is greater, the greater the rotation of the work equipment.
Likewise, if the work equipment touches the standing wall (the inner surface of the glass casing), its speed will decrease, and the reduction in the centrifugal force acting on it will be greater, the greater the average rotation of the work equipment.
The increase in force dP acting on the working material particle grazing the rotor drives the grazing particle outwards with considerable force, while the working medium particle grazing the stationary housing is driven forcefully against the axis of rotation by the reduction in centrifugal force in relation to the environment.
Both effects cause a high degree of convection, the development of which is therefore due to the fact that the working equipment is kept in a considerable average rotation which is not negligible in relation to the circumferential speed of the rotor and which is in the same direction as the rotation of the rotor. possesses, but is smaller than this in size. In the previously known compressors and pumps with rotating blades, namely, the working fluid has.
As already mentioned, hardly any speed component in the circumferential direction; consequently, the changes occurring as a result of the friction caused by the centrifugal force are only very small in the case of a small change in speed, and these changes are also noticeable. To achieve value, it would require a very substantial change in speed. Of particularly great importance is the increased exchange of momentum in the case when the pressure level to be produced is large in relation to the speed level corresponding to the circumferential speed of the runner. For fans, where z.
B. only one or two blade wreaths are used, the meaning of the friction of the boundary layer, so that of the increase in convection is much lower.
The drawing shows an embodiment of the subject matter of the invention. Fig. 1 shows a schematic representation of a longitudinal section of an axial machine of the aforementioned type, the compressor is formed from.
Fig. 2 is the developed in a plane image of the cross-section located on a cylindrical surface coaxial to the shaft through the blades in a larger scale, while Fig. 3 illustrates the corresponding speed triangles of the fixed and the rotating blades.
Finally, FIG. 4 shows the cross-section of a blade on a larger scale. According to FIG. 1, the machine housing 1 contains the rotor 5 with the rotating working blade rings 11 that run in the bearings 2 and 3 and are attached to the shaft 4 , 12. Fixed guide vane rings 13, 14 are housed in the housing 1. The shaft end 8 is used to drive the Ma machine.
This design works in such a way that the rotor, by being set in rotation in the appropriate direction, sucks in the working medium through the inlet opening 9 and discharges it through the opening 10 in a compressed state. According to Fig. 2, the rotating blade rings 11 and 12 move in the direction of the arrows I in the plane of the section with an order circumferential speed u, while the stationary blade rings 13 and 14 are silent. In Fig. 2, the shaft 4 coaxial cylinder, in which the blade cross-sections are located, in a plane spread out tet.
As shown in FIGS. 2 and 4, the blade cross-sections are streamlined and curved outward on the pressure side.
The straight line of contact 17 of the blade cross-section of the working blade is the straight line which only touches the blade cross-section at the two ends and lies on the pressure side of the cross-section. It tan yaws the circle 15 adjacent to one end of the cross-section and goes through the top of the profile, thus also touching the circle of this end, which is reduced to a point.
The straight line 17 encloses with the circumferential direction the angle ss falling between 0 and 90, while the blade angle of the stationary blades enclosed by the contact line defined in an analogous manner of the cross-section of the stationary blades and the blade angle of the stationary blades ss, is. The angle ss belongs to the guide vane ring 13 and the angle ss2 to the working blade ring 12 immediately downstream of this ring.
According to FIG. 4, the blade cross-section at the inflow edge is rounded and the circle adjoining the rounding is denoted by 15, while the profile end at the outflow edge is pointed, so that the adjoining circle here shrinks to the apex 16 of the profile end; the corresponding to this assumption, the circle 15 from the front of the shovel touching and going through the apex 16 Be contact straight line of the blade cross-section is as mentioned. 17th
The angles are determined in the same way: they must always be measured on the pressure side of the blades at the outlet from the blade ring; In the following explanations, whenever blade angles are mentioned, the angle measured in this way should always be understood.
The angles ss and ss2 correspond to the cross-sections lie in the same cut surface perpendicular to the blade length, and since the cut surface in the case of the present embodiment is a cylinder surface, this time they have the same distance from the axis of the barrel.
In Fig. 3, the speed triangles corresponding to the cross sections of the rings 13.12. They apply to a specific point in the shovel length. Is below the shovel length. in this case, the radial extension of the blade to be understood.
In FIG. 3 c, it denotes the absolute speed of the working medium before it enters the stationary guide vanes denoted by 13 in FIG. 2, while Cr denotes the absolute velocity of the working medium after it leaves the stationary vanes designated;
the mean absolute speed is ek. e, is located in a plane parallel to the are of the shaft 4. The component vt of ck in the circumferential direction is the average speed of rotation of the working equipment, while the component perpendicular to it primarily denotes the neridian speed, which in the case of a compressor with axial flow the axial speed eats right away.
The absolute speeds also mean the relative speeds related to the fixed blades. The relative speeds related to the rotating blades are obtained if the circumferential speed u, of the rotor in the corresponding direction is added to the aforementioned speeds. Thus, the relative speed of the working means to the rotating blades of the ring 12 after entering the latter is cl 'and after exiting the same e2', while the average relative speed is cl, '.
After the mentioned line of contact 17 of the blades coincides with the mean speed direction with good approximation in practice, the angles ss1 and ss2 shown in FIG. 3 are practically the same with the angles ss and ss shown in FIG. 2.
As explained in the introduction, in order to reduce the relative speed between the blades and the working medium and in order to induce a powerful exchange of momentum between the boundary layer and the flow core in axial machines, it is advisable to set the average rotational speed vt des Working means to choose sufficiently large in relation to the circumferential speed 2a of the runner;
A satisfactory result can already be obtained if the average speed of rotation of the working means preferably along the entire length of the blade, but in any case at least one third of the circumferential speed of the rotor at one point. Of course, both effects are even more favorable if the average peripheral speed of the working means is even greater; in the limit case it can reach the value of the circumferential speed of the rotor, provided, of course, that it always remains in the same direction with the latter.
The constructive condition that the average speed of rotation of the work equipment falls between these two limits is, as will be derived from FIG. 3 below, that the value of the fraction, whose numerator and denominator are the tangents of the angle ss ,, ss2 is less than 2 and greater than 0. The situation is particularly favorable when the work equipment is given such an average rotation; that coincides at least in one point of the blade length with half the circumferential speed of the rotor.
The structural condition for this is that the angles ss and ss2 are equal to one another at least at one point along the length of the blade.
In order to prove the connection now established, one goes on the basis of FIG. 3 from the formulas
EMI0005.0028
where va denotes the axial velocity component, vt denotes the tangential velocity component of the flow velocity (falling in the circumferential direction and directed in the direction of rotation of the rotor), and u denotes the circumferential velocity in the blade cross-section examined.
These formulas result
EMI0005.0035
If 'ier for vt the lower limit mentioned above
EMI0005.0037
used, one obtains s
EMI0005.0038
and for the upper limit of vt = w
EMI0005.0041
This is to be done with the demand
EMI0005.0044
the condition
EMI0006.0001
Fulfills.
This condition is met in the illustrated 3 machine. As mentioned, ss1 and ss2 are the angles in the case of the guide vane ring 13 and in the case of the ring 12 immediately downstream of the latter at a point along the length of the blade. The condition could also be for the entire length of the blade instead of just for one part of the same.
With regard to the fact that the size of the meridian component of the speed also has an influence on the achievement of a good degree of efficiency and that it must remain at least at one point of the blade length, expediently between a quarter of the peripheral speed and the full peripheral speed, the constructive condition relating to it is fulfilled in the dargeetedlten machine in order to achieve a good degree of efficiency.
If the above condition related to the average rotation of the work equipment is also met, this last-mentioned condition can be satisfied by choosing the tangent of the angle ss1 greater than 1 / .1 and less than 3 at least at one point of the blade length.
To prove this connection, one also starts from the previous values of tg ss, and tg <I> ss, </I> from the formulas
EMI0006.0023
out.
The latter formula gives
EMI0006.0024
If this expression is inserted in (1), one obtains
EMI0006.0025
and finally
EMI0006.0026
If this expression is put into the limit value relationship of 2a defined in the above
EMI0006.0030
one, so you get
EMI0006.0031
For
EMI0006.0032
however, the limit values 0 and 2 have already been determined using the first derivation. With these limit values, the latter formula turns into
EMI0006.0035
from which he finally summarizes:
EMI0006.0036
as prescribed above.
In the case of axial machines, it is not a matter of indifference with regard to the exchange of pulses how the average rotational speed of the working equipment is distributed as a function of the distance measured from the axis of rotation. The greatest advantage in this respect is the observance of the speed distribution of the so-called potential vortex, in which the rotational speed is inversely related to the distance from the axis of rotation.
In the case of such a rotation, each working medium, since it is in an indifferent equilibrium position, can be moved to any point of the radius with the least virtual force effect; thus the convection is set in motion immediately and to the greatest possible extent by changing the centrifugal force acting on any particle.
However, in order to ensure the course of the average rotation according to this law, the existing condition must be taken into account, according to which the ratio of the tangents of the angles ss and ss, at least approximately the law
EMI0007.0007
is intended to satisfy, where q is a correspondingly chosen fixed value, i.e. a constant, while r denotes the distance of various points along the length of the view measured from the axis of rotation. This condition is also met in the machine shown.
The derivation of this formula is based on the well-known physical condition of the potential vortex, which consists in the tangential speed component of the rotating work means
EMI0007.0015
is, (where c is a constant and r is the distance of a rotating work equipment part from the vortex axis), while the axial component va, = const.
(in the case of a pure vortex motion 0). As determined earlier, it follows from FIG. 3
EMI0007.0023
If you put here for
EMI0007.0025
and for au
EMI0007.0027
a (where n is the minute the runner rotates), one finds
EMI0007.0029
in what
EMI0007.0030
is. So q is a constant at a constant rotor speed, while r is the distance between the two angles ss and ss2 corresponding blade cross-sections from the rotor.
In the case of a pump consisting of the example, the rotation of the work by means of a considerable speed, as well as the thus achievable reduction in the relative speed between the work medium and the blades is advantageous with a view to reducing the risk of cavitation.
The increase in the momentum exchange described in the above description also offers certain advantages in terms of reducing the gap loss, in that the layer that has suffered a gap loss quickly mixes with the intact flow and a fatigued boundary layer, which has a detrimental effect on the operation of the compressor Could have an influence, not once as a result of the loss of the gap.
In view of the fact that in gas turbine systems with a compressor, a good degree of efficiency of the latter plays an important role, the machine described and presented is suitable in its design as a compressor, especially in connection with gas turbines.