EP2250376A1 - Strömungsmaschine mit verbesserter ausgleichskolbendichtung - Google Patents

Strömungsmaschine mit verbesserter ausgleichskolbendichtung

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EP2250376A1
EP2250376A1 EP08873320A EP08873320A EP2250376A1 EP 2250376 A1 EP2250376 A1 EP 2250376A1 EP 08873320 A EP08873320 A EP 08873320A EP 08873320 A EP08873320 A EP 08873320A EP 2250376 A1 EP2250376 A1 EP 2250376A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
turbomachine
compensating piston
piston seal
lid
sleeve
Prior art date
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Application number
EP08873320A
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English (en)
French (fr)
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EP2250376B1 (de
Inventor
Alfred Markwalder
George Kleynhans
Urs Baumann
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MAN Energy Solutions SE
Original Assignee
MAN Diesel and Turbo SE
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Filing date
Publication date
Application filed by MAN Diesel and Turbo SE filed Critical MAN Diesel and Turbo SE
Publication of EP2250376A1 publication Critical patent/EP2250376A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP2250376B1 publication Critical patent/EP2250376B1/de
Not-in-force legal-status Critical Current
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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
    • F04D29/40—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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D17/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • F04D17/08—Centrifugal pumps
    • F04D17/10—Centrifugal pumps for compressing or evacuating
    • F04D17/12—Multi-stage pumps
    • F04D17/122—Multi-stage pumps the individual rotor discs being, one for each stage, on a common shaft and axially spaced, e.g. conventional centrifugal multi- stage compressors
    • F04D17/125—Multi-stage pumps the individual rotor discs being, one for each stage, on a common shaft and axially spaced, e.g. conventional centrifugal multi- stage compressors the casing being vertically split
    • 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
    • F04D29/05—Shafts or bearings, or assemblies thereof, specially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/051—Axial thrust balancing
    • F04D29/0516—Axial thrust balancing balancing pistons

Definitions

  • the present invention relates to turbomachines such as a turbomachine or a compressor according to the preamble of claim 1 with an improved balance piston seal.
  • a seal against the environment via a shaft seal which is usually designed as a so-called dry gas seal, achieved.
  • a compensating piston seal is provided, which seals the outlet pressure against the inlet pressure on the pressure side of the compressor in order to reduce the thrust of the machine and to ensure on the shaft before the dry gas seal on both sides of the inlet pressure.
  • These gaskets generally have a hollow stator that includes the rotor, with the rotor, the stator, or both elements having recesses on the surface.
  • a dynamic resistance is created between the opposed surfaces of the rotor and the stator, which counteracts movement of the fluid in the axial direction through the sealing gap.
  • so-called Holepattern (HP) seals in which the recesses provided on the inner surface of the stator have a shape of substantially circular holes.
  • so-called honeycomb (HC) seals are also known in which the recesses provided on the inner surface of the stator are in the form of honeycombs, that is, of reticulated hexagonal holes.
  • FIG. 3 shows an in-house-known compressor 100.
  • a so-called autoclave cover 104 is used, on which an inner housing 106 is supported.
  • the housing is closed by a VerInstitutde- disgust 108.
  • a shaft 110 is mounted via shaft bearings 112 and 112 'in bearing housings 114 and 114', which are in turn attached to the autoclave cover 104 and the closure lid 108, respectively.
  • a working space 116 which is defined by the autoclave cover 104, the inner housing 106, the closure lid 108 and the shaft 110, the compressor stages are with their Einbautei- len (not shown).
  • shaft seals 124, 124 ' are arranged, which seal an inlet pressure of the compressor against the ambient pressure.
  • the inlet pressure in each case prevails on the compressor-internal side of these two seals, so that the shaft seals 124, 124 1 are forced apart with the pressure difference between inlet pressure and ambient pressure.
  • sealing chambers communicate on the compressor inner sides of the two shaft seals 124, 124 1 via a compensation line (not shown) with each other.
  • a compensating piston seal 122 is provided on the outlet side (left in FIG. 3) between the sealing space and the actual working space, which consists essentially of an end portion 106a of the inner housing 106 and a sealing bushing 120 inserted therein and seals the outlet pressure against the inlet pressure.
  • FIG. 4 is an enlarged view of a detail indicated by a dot-dashed circle "IV" in FIG. 3.
  • the working space 116 with its built-in parts on the discharge pressure side is defined by the radial and axial inner surfaces of the inner casing 106 and the outer surface of the shaft 110.
  • a radially inwardly projecting end portion 106a of the inner housing 106 annularly surrounds a sealing portion 110a of the shaft 110 and forms in the axial direction, the boundary of the working space 116.
  • a sealing element 120 is arranged, which contains the recesses described above (not shown) and reduces the gap between this inner surface of the end portion 106a and the outer surface of the seal portion 110a to a predetermined extent and defines the geometry of the gap.
  • the inner housing is composed of two parts of an upper and a lower half to allow insertion of the rotor. That as a sealing bush formed sealing element is also divided in the radial direction in an upper and lower half. These two half rings are screwed into the corresponding grooves of the inner housing.
  • FIGS. 5A to 5C A major difficulty in dimensioning and operation is shown in FIGS. 5A to 5C.
  • the Fign. 5A to 5C substantially correspond to the detail in Fig. 4, but are kept much more schematic. Only sections of the housing 102, the autoclave cover 104, the inner housing 106 with its end section 106a, which together with the sealing element 120 forms the compensating piston seal 122, the shaft 110 and the working space 116 are shown. A sealing gap between the sealing element 120 and the shaft 110 is designated 140.
  • Fig. 5A shows the geometry as it is manufactured and illustrating the design state.
  • FIG. 5B shows the influence of a large, mostly transient, temperature difference between the outer housing and the inner housing on the geometry of the sealing arrangement, which is based inter alia on the fact that the inner housing gets hotter much faster when starting the machine than the outer housing
  • Fig. 5C shows the influence of a large pressure difference across the balance piston seal 122.
  • Figs. 5B and 5C the fabricated, unloaded geometry of Fig. 5A is shown in phantom.
  • Fig. 5A is in Holepattern- or Honeycombdichtitch the sealing gap 140 in the design state to the outside tapering, that is convergent in assumed outflow or leakage direction.
  • the inner case 106 expands, the end portion 106a expands inward, and the seal gap 140 becomes narrower (see Fig. 5B).
  • the extension of the end portion 106a on a shoulder 104b of the autoclave lid 104 is inhibited, whereby the whole end portion 106a rotates about this shoulder 104b.
  • the sealing gap 140 therefore also becomes more divergent.
  • An object of the present invention is to improve a turbomachine with respect to its compensating piston seal.
  • a turbomachine comprises an outer casing having an inner casing and an impeller shaft disposed therein, at least one lid fixed to the outer casing, in particular inserted, and an inlet pressure inside the outer casing from an ambient pressure outside Outer housing, in particular by means of a shaft seal separates, and a compensating piston seal for sealing the discharge pressure against the inlet pressure, which is attached to the lid.
  • the turbomachine may for example be a compressor, in particular a high-pressure compressor. If the turbomachine is a compressor, the working space is a compression space.
  • the lid of a turbomachine which may be for example an autoclave or a closure lid, is generally much stiffer than the inner casing, which is often formed in its end portion as a comparatively thin shell. Therefore, such a cover has a higher dimensional and dimensional stability than changes in temperature and / or pressure than the inner housing. If according to the invention the compensation piston seal is fastened to this cover instead of the inner housing, deformations of the inner housing can no longer affect the position of the seal. The geometrical see conditions and thus the properties of the seal can therefore be better controlled.
  • the turbomachine has at least one inner and at least one outer cover.
  • the working space of the turbomachine can at an axial end in
  • the lid Essentially be defined by an inner wall of the lid. This allows a greater freedom of design both in terms of the cover and the flow guide in the work area can be achieved. Also, the lid is a much stiffer component than the inner housing and is less deformed under large pressure and temperature differences. As a result, the geometry of the working space can be better defined and the flow conditions in the working space can be better controlled.
  • a first shaft seal which seals an inlet against an ambient pressure, can be arranged on the side of the turbomachine opposite the working space, in particular in the cover.
  • a seal space between this first shaft seal and the balance piston seal may communicate with a seal space formed on the compressor inner side of a second shaft seal which seals the working space against the environment on the opposite side of the first shaft seal.
  • the compensating piston seal may comprise a substantially hollow cylindrical fitting sleeve or piston sleeve, which is preferably positively and / or frictionally secured within at least a portion of a through-drilled from the impeller shaft through hole of the cover and surrounds the impeller shaft without contact.
  • a sleeve or sleeve By using a sleeve or sleeve, the seal can be replaced relatively easily without changes to the supporting components. It may also be easier to carry out highly accurate shaping, machining and surface treatment processes on a comparatively handy component.
  • the sleeve or bushing can have a first annular section which projects radially outwards at the axial end facing the working space and bears against a wall of the cover, in particular a projecting fastening section, which faces the working space. With such an arrangement, the sleeve or sleeve can be easily inserted from the side of the working space in the lid, being additionally fixed in its axial position when pressurized from the side of
  • the sleeve or sleeve may have a second ring portion which protrudes from a radially outer edge of the first ring portion in the axial direction and is received in a correspondingly formed recess in the wall of the lid, in particular a protruding mounting portion. In this way, a simple and accurate centering and fixing of the radial position of the seal can be achieved.
  • annular gap having a predetermined geometry is preferably formed. This makes it possible in an advantageous and simple manner to realize a non-contact shaft seal and to match the pressure, temperature and flow conditions occurring during operation. By convergent and / or divergent formation of the gap in at least a portion of the same defined pressure gradients can be achieved in the gap and adjusted so the sealing properties or optimized.
  • the compensating piston seal may have recesses in at least one section of its surface pointing toward the impeller shaft, which in cross-section may for example be substantially circular or polygonal, in particular hexagonal. Through the recesses, a flow resistance is generated when the shaft is running, which can promote a sealing of the working space and improve the stability properties of the rotor.
  • the compensating piston seal for a seal against a high pressure in the working space which is more than 50 bar, in particular more than 100 bar, preferably more than 500 bar, designed.
  • FIG. 1 shows an overall view of a turbomachine according to an embodiment of the present invention in longitudinal section
  • FIG. 2 shows a detail view of a detail indicated in FIG. 1 by a dot-dashed circle with the designation "II";
  • FIG. 3 shows an overall view of a turbomachine according to the prior art in longitudinal section
  • FIG. 4 shows a detailed view of a detail indicated in FIG. 3 by a dot-dashed circle with the designation "IV";
  • FIGS. 5A to 5C show the sealing arrangement of FIG. 4 in different operating states.
  • FIG. 1 shows a high-pressure compressor 1 as an example of a turbomachine.
  • an outer housing 2 a so-called autoclave cover 4 is used, which constitutes a cover in the sense of claim 1, and on which a nengereheat 6 supported.
  • the outer housing 2 is closed on the opposite side of the autoclave 4 by a closure lid 8, which may also represent a lid in the sense of claim 1 in another embodiment, not shown.
  • An impeller shaft 10 is mounted via shaft bearings 12 and 12 'in bearing housings 14 and 14', which are in turn attached to the autoclave cover 4 and the closure cover 8.
  • the inner housing 6 In a working space 16, which is defined by the autoclave cover 4, the inner housing 6, the closure cover 8 and the shaft 10, there are the compressor stages with their built-in parts 26, 28, 30.
  • the inner housing 6 carries the built-in parts 26 of the compressor stages, the Shaft 10, the impellers 28 of the compressor stages.
  • Shaft seals 24, 24 'in autoclave or closure lid 4, 8 seal the compressor interior against the environment.
  • a compensating piston seal 20 is arranged between the left in Fig. 1 shaft seal 24 in the autoclave cover 4 and the outlet side working space 16, which seals the outlet pressure p2 on the outlet side of the working space 16 against a formed between shaft seal 24 and compensating piston seal 20 seal chamber, in which also the inlet pressure pl prevails.
  • this sealing space communicates with a corresponding sealing space on the inlet or suction side of the compressor between the working space 16 and the shaft seal 24 'in the closure lid 8.
  • the left in Fig. 1 shaft seal 24 in the autoclave cover 4 is acted upon only with the pressure difference between inlet and ambient pressure, while the compensating piston seal 20 seals the outlet against the inlet pressure. In this way, the thrust of the machine is reduced.
  • the working space 16 is defined with its built-in parts on the pressure side of the inner surfaces of the inner housing 6 and the autoclave cover 4 and the outer surface of the shaft 10.
  • the autoclave cover 4 has a projecting in the direction of the working space 16 projection 4 a, which thus limits the working space 16 in the axial direction on the side of higher pressure and the ring 10 surrounds a sealing portion 10 a of the shaft.
  • On the inner surface of the protrusion 4a there is disposed a bush 20 which reduces the gap between this inner surface of the protrusion 4a and the outer surface of the defined geometry seal portion 10a to a predetermined amount.
  • the projection 4 a, on which the bearing bush 20 is arranged or fastened, is thus a fastening section in the sense of the present invention.
  • the sleeve 20 has a first annular portion 20a, which protrudes from its lying on the side of the working space 16 axial end of radially outwardly and abuts the pointing to the working space 16 side of the projection 4a.
  • the section 20a is fastened by means of screws 32 on the side facing the working space 16 side of the projection 4a.
  • the portion 20a further includes a second annular portion 20b which extends axially from the first portion 20a toward the autoclave lid 4 and engages a corresponding counterpart groove in the surface of the projection 4a.
  • the sleeve 20 also has on its inner surface circular recesses 20c. These depressions ensure in a known manner for that during operation of the machine adjusts a fluid-dynamic locking effect and seals the outlet against the inlet pressure.
  • the recesses 20c are formed as circular recesses which penetrate into the inner surface of the sleeve 20 by a predetermined depth substantially perpendicular (i.e., in the radial direction).
  • the recesses 20c may also be inclined in the circumferential direction in or against the direction of rotation of the shaft 10 in order to produce turbulences in the desired form.
  • the cross section of the recesses 20c may decrease in the depth direction.
  • the circular depressions 20c are known per se to the person skilled in the art as a so-called holepattern seal.
  • the sleeve 20 is not attached to the inner housing 6, but on the relatively stiff autoclave cover 4. As a result, a much stiffer design is achieved, and it is avoided that the otherwise large deformations of the inner housing 6 on the bearing bush 20 have an effect.
  • the rigidity in this section can be further increased.
  • the deformations of the seal assembly are orders of magnitude smaller and the gap geometry is largely maintained even under the influence of temperature and pressure differences. Therefore, a dimensioning of the sealing arrangement is simplified and easier to control.
  • the present invention is equally applicable to other types of annular gap seals in which exact knowledge of the geometry of the annular gap is important, such as honeycomb seals, groove seals, labyrinth seals or the like.
  • honeycomb seal depressions of a substantially hexagonal cross-section are formed in the inner surface of the bearing bush, which are separated from one another by a net-like structure.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
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  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
  • Sealing Using Fluids, Sealing Without Contact, And Removal Of Oil (AREA)

Abstract

Eine Strömungsmaschine weist auf: ein Außengehäuse (2) mit einem darin angeordneten Innengehäuse (6), insbesondere einem Leitschaufelträger, und einer darin gelegenen Laufradwelle (10); einen Deckel (4; 8), der an dem Außengehäuse (2) befestigt ist und einen Eintrittsdruck (p1) im Inneren des Außengehäuses (2) von einem Umgebungsdruck (pu) außerhalb des Außengehäuses trennt; und eine Ausgleichskolbendichtung (22) zum berührungslosen Abdichten eines Austrittsdruckes (p2) in einem zwischen der Laufradwelle (10) und dem Innengehäuse (6) definierten Arbeitsraum, insbesondere Verdichtungsraum (16), gegen den Eintrittsdruck (p1), wobei die Ausgleichskolbendichtung (22) an dem Deckel (4; 8) befestigt ist.

Description

MAN TURBO AG
STRÖMUNGSMASCHINE MIT VERBESSERTER AUSGLEICHSKOLBENDICHTUNG
Die vorliegende Erfindung betrifft Strömungsmaschinen wie etwa eine Turbomaschine oder einen Kompressoren nachdem Oberbegriff des Anspruchs 1 mit einer verbesserten Ausgleichskolbendichtung.
Insbesondere bei Hochdruck-Kompressoren wird eine Dichtung gegen die Umgebung über eine Wellendichtung, die in der Regel als sogenannte Trockengasdichtung ausgebildet ist, erreicht. Diese dichtet auf beiden Axialseiten des Kompressors einen Eintrittsdruck gegen die Umgebung ab. Zusätzlich ist eine Ausgleichskolbendichtung vorgesehen, welche auf der Druckseite des Kompressors den Austrittsdruck gegen den Eintrittsdruck abdichtet, um den Schub der Maschine zu verringern und an der Welle vor der Trockengasdichtung beidseitig den Eintrittsdruck zu gewährleisten.
Diese Dichtungen weisen im Allgemeinen einen hohlen Stator auf, der den Rotor umfasst, wobei der Rotor, der Stator oder beide Elemente auf der Oberflä- che Vertiefungen aufweisen. Im Betrieb, d.h., wenn sich die Welle dreht, entsteht zwischen den gegenüberliegenden Oberflächen des Rotors und des Stators ein dynamischer Widerstand, der einer Bewegung des Fluids in axialer Richtung durch den Dichtspalt entgegenwirkt.
Das Design dieser Ausgleichskolbendichtung ist für die Funktionalität der
Strömungsmaschine von großer Bedeutung, da über diese Dichtung im Allgemeinen die größere Druckdifferenz abgedichtet wird und deshalb zwischen Rotor und Stator die größeren dynamischen Kräfte auftreten. Diese dynamischen Kräfte beeinflussen unter anderem die Stabilität des Laufverhaltens. Bei korrektem Design dieser Dichtung lässt sich beispielsweise die rotordynamische Stabilität von Turbokompressoren wesentlich verbessern.
Als besondere Bauform der Ausgleichskolbendichtung sind insbesondere sogenannte Holepattern-(HP)-Dichtungen bekannt, bei welchen die auf der Innenoberfläche des Stators vorgesehenen Vertiefungen eine Form von im Wesentlichen kreisförmigen Löchern aufweisen. Daneben sind auch sogenannte Honeycomb- (HC)-Dichtungen bekannt, bei welchen die auf der Innenoberfläche des Stators vorgesehenen Vertiefungen die Form von Bienenwaben, d.h., von netzartig aus- gebildeten hexagonalen Löchern aufweisen. Zwischen der Innenoberfläche des Stators und der Außenoberfläche des Rotors besteht ein Spalt, sodass zwischen beiden Dichtflächen keine Berührung stattfindet.
Um die positive Wirkung der Holepattern-Dichtung sicherzustellen, ist es von ausschlaggebender Bedeutung, die Geometrie des Dichtspaltes im Betrieb zu kennen bzw. zu kontrollieren. Dies war bisher bei herkömmlichen Konstruktionen schwierig und teilweise unmöglich. Daher waren Kompressoren mit Holepattern- Dichtungen in der Vergangenheit aufgrund rotordynamischer Instabilität oftmals nicht erfolgreich. Die Problematik wird nachstehend anhand eines Beispiels ver- deutlicht.
FIG. 3 zeigt einen firmenintern bekannten Kompressor 100. In einem Außengehäuse 102 ist ein sogenannter Autoklavdeckel 104 eingesetzt, an welchem sich ein Innengehäuse 106 abstützt. Das Gehäuse wird durch einen Verschlussde- ekel 108 verschlossen. Eine Welle 110 ist über Wellenlager 112 und 112' in Lagergehäusen 114 bzw. 114' gelagert, die ihrerseits an dem Autoklavdeckel 104 bzw. dem Verschlussdeckel 108 befestigt sind. In einem Arbeitsraum 116, der von dem Autoklavdeckel 104, dem Innengehäuse 106, dem Verschlussdeckel 108 und der Welle 110 definiert wird, befinden sich die Kompressorstufen mit ihren Einbautei- len (nicht näher dargestellt). Auf beiden Seiten des Arbeitsraums sind Wellendichtungen 124, 124' angeordnet, die einen Eintrittsdruck des Kompressors gegen den Umgebungsdruck abdichten. An der kompressorinneren Seite dieser beiden Dichtungen herrscht jeweils der Eintrittsdruck, so dass die Wellendichtungen 124, 1241 mit der Druckdif- ferenz zwischen Eintritts- und Umgebungsdruck auseinandergedrückt werden. Hierzu kommunizieren Dichtungsräume an den kompressorinneren Seiten der beiden Wellendichtungen 124, 1241 über eine Ausgleichsleitung (nicht dargestellt) miteinander.
Zusätzlich ist auf der Austrittsseite (links in Hg. 3) zwischen dem Dichtungsraum und dem eigentlichen Arbeitsraum eine Ausgleichskolbendichtung 122 vorgesehen, die im Wesentlichen aus einem Endabschnitt 106a des Innengehäuses 106 und einer darin eingesetzten Dichtungsbüchse 120 besteht und den Austrittsdruck gegen den Eintrittsdruck abdichtet.
In Fig. 4 ist der Bereich dieser Ausgleichskolbendichtung 122 im Einzelnen dargestellt. Rg. 4 ist eine vergrößerte Darstellung einer durch einen strichpunktierten Kreis "IV" in Fig. 3 angedeuteten Einzelheit. Wie in Fig. 4 gezeigt, wird der Arbeitsraum 116 mit seinen Einbauteilen auf der Seite des Austrittsdruckes von den radialen und axialen Innenoberflächen des Innengehäuses 106 sowie der Außenoberfläche der Welle 110 definiert. Ein radial nach innen ragender Endabschnitt 106a des Innengehäuses 106 umgibt dabei ringförmig einen Dichtabschnitt 110a der Welle 110 und bildet in axialer Richtung die Begrenzung des Arbeitsraums 116. An der Innenoberfläche des Endabschnitts 106a ist ein Dichtungsele- ment 120 angeordnet, welches die vorstehend beschriebenen Vertiefungen enthält (nicht dargestellt) und den Spalt zwischen dieser Innenoberfläche des Endabschnitts 106a und der Außenoberfläche des Dichtabschnitts 110a auf ein vorbestimmtes Maß verkleinert und die Geometrie des Spalts definiert.
Das Innengehäuse ist zweiteilig aus einer oberen und einer unteren Hälfte zusammengesetzt, um ein Einlegen des Rotors zu ermöglichen. Das als Dichtungs- büchse ausgebildete Dichtungselement ist in radialer Richtung ebenfalls in eine obere und untere Hälfte geteilt. Diese beiden Halbringe werden in die entsprechenden Nuten des Innengehäuses eingedreht.
Die vorstehend beschriebene Dichtungsanordnung weist jedoch einige
Nachteile auf. Eine wesentliche Schwierigkeit bei der Dimensionierung und im Betrieb ist in den Fign. 5A bis 5C dargestellt. Die Fign. 5A bis 5C entsprechen im Wesentlichen dem Ausschnitt in Fig. 4, sind aber wesentlich schematischer gehalten. Es sind nur Abschnitte des Gehäuses 102, des Autoklavdeckels 104, des Innenge- häuses 106 mit seinem Endabschnitt 106a, der zusammen mit dem Dichtungselement 120 die Ausgleichskolbendichtung 122 bildet, der Welle 110 und des Arbeitsraums 116 gezeigt. Ein Dichtspalt zwischen dem Dichtungselement 120 und der Welle 110 ist mit 140 bezeichnet. Fig. 5A zeigt die Geometrie, wie sie hergestellt wird und die den Auslegungszustand darstellt. Fig. 5B zeigt den Einfluss einer ei- ner grossen, meist transienten, Temperaturdifferenz zwischen dem Außengehäuse und dem Innengehäuse auf die Geometrie der Dichtungsanordnung, die unter anderem darauf beruht, dass das Innengehäuse beim Anfahren der Maschine wesentlich schneller heiß wird als das Außengehäuse, und Fig. 5C zeigt den Einfluss einer großen Druckdifferenz über die Ausgleichskolbendichtung 122. In Fign. 5B und 5C ist die gefertigte, unbelastete Geometrie aus Fig. 5A gestrichelt dargestellt.
Wie in Fig. 5A gezeigt, ist bei Holepattern- bzw. Honeycombdichtungen der Dichtspalt 140 im Auslegungszustand nach außen hin zulaufend, also in angenommener Ausström- bzw. Leckrichtung konvergent. Unter dem Einfluss einer grosser Temperaturdifferenz dehnt sich das Innengehäuse 106 aus, der Endabschnitt 106a dehnt sich nach innen und der Dichtspalt 140 wird enger (vgl. Fig. 5B). Darüber hinaus wird die Ausdehnung des Endabschnitts 106a an einer Schulter 104b des Autoklavdeckels 104 gehemmt, wodurch sich der ganze Endabschnitt 106a um diese Schulter 104b dreht. Zusätzlich zu einer Verengung wird der Dichtspalt 140 daher auch divergenter. Unter dem Einfluss einer großen Druckdifferenz zwischen Austritts- und Eintrittsdruck über der Dichtung wölbt sich der Endabschnitt 106a nach außen, was ebenfalls dazu führt, dass der Dichtspalt 140 divergenter wird. Im Ergebnis ist die Spaltgeometrie sehr schwer kontrollierbar. Dies führt im Extremfall zu einem divergenten Spalt, der eine rotordynamische Instabilität zur Folge hat. Die Geometrieänderung des Dichtspalts 140 kann die Grö- ßenordnung der Spalthöhe selbst annehmen.
Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, eine Strömungsmaschine hinsichtlich ihrer Ausgleichskolbendichtung zu verbessern.
Die Aufgabe wird durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte
Weiterbildungen der Erfindungen bilden den Gegenstand der Unteransprüche.
Eine Strömungsmaschine gemäß der vorliegenden Erfindung weist auf: ein Außengehäuse mit einem darin angeordneten Innengehäuse und einer darin gele- genen Laufradwelle, wenigstens einen Deckel, der an dem Außengehäuse befestigt, insbesondere eingesetzt ist, und einen Eintrittsdruck im Inneren des Außengehäuses von einem Umgebungsdruck außerhalb des Außengehäuses, insbesondere mittels einer Wellendichtung, trennt, und eine Ausgleichskolbendichtung zum Abdichten des Austrittsdrucks gegen den Eintrittsdruck, die an dem Deckel ange- bracht ist. Die Strömungsmaschine kann beispielsweise ein Verdichter, insbesondere ein Hochdruckkompressor sein. Falls die Strömungsmaschine ein Verdichter ist, ist der Arbeitsraum ein Verdichtungsraum.
Der Deckel einer Strömungsmaschine, der beispielsweise ein Autoklav- oder ein Verschlussdeckel sein kann, ist im Allgemeinen wesentlich steifer als das Innengehäuse, das in seinem Endabschnitt oft als vergleichsweise dünne Schale ausgebildet ist. Daher weist ein solcher Deckel gegenüber Änderungen von Temperatur und/oder Druck eine höhere Form- und Dimensionsbeständigkeit als das Innengehäuse auf. Wird erfindungsgemäß die Ausgleichskolbendichtung an die- sem Deckel anstelle des Innengehäuses befestigt, können sich Verformungen des Innengehäuses nicht mehr auf die Lage der Dichtung auswirken. Die geometri- sehen Verhältnisse und damit die Eigenschaften der Dichtung können daher besser beherrschbar sein. Vorteilhaft weist die Strömungsmaschine wenigstens einen inneren und wenigstens einen äußeren Deckel auf.
Der Arbeitsraum der Strömungsmaschine kann an einem axialen Ende im
Wesentlichen durch eine Innenwand des Deckels definiert sein. Hierdurch kann eine höhere Gestaltungsfreiheit sowohl hinsichtlich des Deckels als auch der Strömungsleitelemente im Arbeitsraum erreicht werden. Auch ist der Deckel ein wesentlich steiferes Bauelement als das Innengehäuse und wird unter grossen Druck- und Temperaturdifferenzen weniger verformt. Hierdurch können auch die Geometrie des Arbeitsraums besser definiert und die Strömungsverhältnisse im Arbeitsraum besser beherrschbar sein.
Eine erste Wellendichtung, die einen Eintritts- gegen einen Umgebungs- druck abdichtet, kann auf der dem Arbeitsraum gegenüberliegenden Seite der Strömungsmaschine, insbesondere in dem Deckel, angeordnet sein. Ein Dichtungsraum zwischen dieser ersten Wellendichtung und der Ausgleichskolbendichtung kann mit einem Dichtungsraum kommunizieren, der auf der kompressorinneren Seite einer zweiten Wellendichtung ausgebildet ist, die den Arbeitsraum auf der der ersten Wellendichtung gegenüberliegenden Seite gegen die Umgebung abdichtet.
Die Ausgleichskolbendichtung kann eine im wesentlichen hohlzylindrische Passhülse oder Kolbenbüchse aufweisen, die innerhalb wenigstens eines Ab- Schnitts einer von der Laufradwelle durchgriffenen Durchgangsbohrung des Deckels vorzugsweise form- und/oder reibschlüssig befestigt ist und die Laufradwelle berührungslos umschließt. Durch Einsatz einer Hülse bzw. Büchse kann die Dichtung ohne Veränderungen an den tragenden Bauteilen vergleichsweise einfach ausgetauscht werden. Auch kann es einfacher sein, hochgenaue Formgebungs-, Bearbeitungs- und Oberflächenbehandlungsverfahren an einem vergleichsweise handlichen Bauteil vorzunehmen. Die Hülse bzw. Büchse kann einen ersten Ringabschnitt aufweisen, der an dem zu dem Arbeitsraum weisenden axialen Ende radial nach außen ragt und an einer zu dem Arbeitsraum weisenden Wand des Deckels, insbesondere eines vor- springenden Befestigungsabschnitts anliegt. Mit einer solchen Anordnung kann die Hülse bzw. Büchse leicht von der Seite des Arbeitsraums aus in den Deckel eingesetzt werden, wobei sie bei Druckbeaufschlagung von der Seite des Arbeitsraums aus zusätzlich in ihrer axialen Lage fixiert wird.
Die Hülse bzw. Büchse kann einen zweiten Ringabschnitt aufweisen, der von einem radial äußeren Rand des ersten Ringabschnitts aus in axialer Richtung hervorspringt und in einer entsprechend ausgebildeten Vertiefung in der Wand des Deckels, insbesondere eines vorspringenden Befestigungsabschnitts aufgenommen ist. Auf diese Weise kann eine einfache und genaue Zentrierung und Fixierung der radialen Lage der Dichtung erreicht werden.
Zwischen der Laufradwelle und der Ausgleichskolbendichtung ist bevorzugt ein ringförmiger Spalt mit einer vorbestimmten Geometrie ausgebildet. Hierdurch ist es auf vorteilhafte und einfache Weise möglich, eine berührungslose Wellen- dichtung zu verwirklichen und auf die im Betrieb auftretenden Druck-, Temperatur- und Strömungsverhältnisse abzustimmen. Durch konvergente und/oder divergente Ausbildung des Spalts in wenigstens einem Abschnitt desselben können definierte Druckverläufe in dem Spalt erzielt und so die Dichtungseigenschaften eingestellt bzw. optimiert werden.
Die Ausgleichskolbendichtung kann in wenigstens einem Abschnitt ihrer zu der Laufradwelle weisenden Fläche Vertiefungen aufweisen, die im Querschnitt im Wesentlichen beispielsweise kreisförmig oder mehreckig, insbesondere sechseckig sein können. Durch die Vertiefungen wird bei laufender Welle ein Strömungswi- derstand erzeugt, welcher eine Abdichtung des Arbeitsraums begünstigen und die Stabilitätseigenschaften des Rotors verbessern kann. Zur Anpassung an die Gegebenheiten in verschiedenen Arten von Strömungsmaschinen kann die Ausgleichskolbendichtung für eine Abdichtung gegen einen hohen Druck im Arbeitsraum, der mehr als 50 bar, insbesondere mehr als 100 bar, vorzugsweise mehr als 500 bar beträgt, ausgelegt sein.
Weitere Vorteile und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachstehenden Beschreibung eines Ausführungsbeispiels in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen. Hierzu zeigt, teilweise schematisiert:
Fig. 1 eine Gesamtansicht einer Strömungsmaschine gemäß einer Anführung der vorliegenden Erfindung im Längsschnitt;
Fig. 2 eine Detailansicht einer in Fig. 1 durch einen strichpunktierten Kreis mit der Bezeichnung "II" angedeuteten Einzelheit;
Fig. 3 eine Gesamtansicht einer Strömungsmaschine gemäß dem Stand der Technik im Längsschnitt;
Fig. 4 eine Detailansicht einer in Fig. 3 durch einen strichpunktierten Kreis mit der Bezeichnung "IV" angedeuteten Einzelheit; und
Fign. 5A bis 5C die Dichtungsanordnung von Fig. 4 in verschiedenen Be- triebszuständen.
Ein Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung ist in Fign. 1 und 2 gezeigt. Fig. 1 zeigt als Beispiel einer Strömungsmaschine einen Hochdruck- Kompressor 1.
in einem Außengehäuse 2 ist ein sogenannter Autoklavdeckel 4 eingesetzt, der einen Deckel im Sinne des Anspruchs 1 darstellt, und an welchem sich ein In- nengehäuse 6 abstützt. Das Außengehäuse 2 wird auf der dem Autoklavdeckel 4 gegenüberliegenden Seite durch einen Verschlussdeckel 8 verschlossen, der in einer anderen, nicht dargestellten Ausführung ebenfalls einen Deckel im Sinne des Anspruchs 1 darstellen kann. Eine Laufradwelle 10 ist über Wellenlager 12 und 12' in Lagergehäusen 14 bzw. 14' gelagert, die ihrerseits an dem Autoklavdeckel 4 bzw. dem Verschlussdeckel 8 befestigt sind.
In einem Arbeitsraum 16, der von dem Autoklavdeckel 4, dem Innengehäuse 6, dem Verschlussdeckel 8 und der Welle 10 definiert wird, befinden sich die Kompressorstufen mit ihren Einbauteilen 26, 28, 30. Dabei trägt das Innengehäuse 6 die Einbauteile 26 der Kompressorstufen, die Welle 10 die Laufräder 28 der Kompressorstufen. Wellendichtungen 24, 24' im Autoklav- bzw. Verschlussdeckel 4, 8 dichten das Kompressorinnere gegen die Umgebung ab.
Außerhalb des Außengehäuses 2 herrscht Umgebungsdruck pu, im Arbeitsraum 16 auf der Austritts- oder Druckseite (links in Fig. 1) der Austrittsdruck p2, auf der Eintritts- oder Saugseite (entsprechend rechts in Fig. 1) der Eintrittsdruck pl, so dass die in Fig. 1 rechte Wellendichtung 24' im Verschlussdeckel 8 mit der Druckdifferenz zwischen Eintritts- und Umgebungsdruck beaufschlagt ist.
Zusätzlich ist zwischen der in Fig. 1 linken Wellendichtung 24 im Autoklavdeckel 4 und dem austrittsseitigen Arbeitsraum 16 erfindungsgemäß eine Ausgleichskolbendichtung 20 angeordnet, die den Austrittsdruck p2 auf der Austrittsseite des Arbeitsraumes 16 gegen einen zwischen Wellendichtung 24 und Aus- gleichskolbendichtung 20 ausgebildeten Dichtungsraum abdichtet, in dem ebenfalls der Eintrittsdruck pl herrscht. Hierzu kommuniziert dieser Dichtungsraum mit einem entsprechenden Dichtungsraum auf der Eintritts- bzw. Saugseite des Kompressors zwischen Arbeitsraum 16 und der Wellendichtung 24' im Verschlussdeckel 8. Auf diese Weise wird auch die in Fig. 1 linke Wellendichtung 24 im Autoklavdeckel 4 nur mit der Druckdifferenz zwischen Eintritts- und Umgebungsdruck beaufschlagt, während die Ausgleichskolbendichtung 20 den Austritts- gegen den Eintrittsdruck abdichtet. Auf diese Weise wird der Schub der Maschine reduziert.
Wie in Fig. 2 gezeigt, wird der Arbeitsraum 16 mit seinen Einbauteilen auf der Druckseite von den Innenoberflächen des Innengehäuses 6 und des Autoklavdeckels 4 sowie der Außenoberfläche der Welle 10 definiert.
Der Autoklavdeckel 4 weist einen in Richtung des Arbeitsraums 16 ragenden Vorsprung 4a auf, der somit den Arbeitsraum 16 in axialer Richtung auf der Seite höheren Drucks begrenzt und der einen Dichtabschnitt 10a der Welle 10 ringförmig umgibt. Auf der Innenoberfläche des Vorsprungs 4a ist eine Büchse 20 angeordnet, welche den Spalt zwischen dieser Innenoberfläche des Vorsprungs 4a und der Außenoberfläche des Dichtabschnitts 10a mit definierter Geometrie auf ein vorbestimmtes Maß verkleinert. Der Vorsprung 4a, an welchem die Lagerbuchse 20 angeordnet bzw. befestigt ist, ist somit ein Befestigungsabschnitt im Sinne der vorliegenden Erfindung.
Die Büchse 20 weist einen ersten ringförmigen Abschnitt 20a auf, der von ihrem auf der Seite des Arbeitsraums 16 liegenden axialen Ende aus radial nach außen ragt und an der zu dem Arbeitsraum 16 weisenden Seite des Vorsprungs 4a anliegt. Der Abschnitt 20a ist mittels Schrauben 32 an der zu dem Arbeitsraum 16 weisenden Seite des Vorsprungs 4a befestigt. Der Abschnitt 20a weist ferner ei- nen zweiten ringförmigen Abschnitt 20b auf, der sich von dem ersten Abschnitt 20a aus axial in Richtung des Autoklavdeckels 4 erstreckt und in eine entsprechende Gegennut in der Oberfläche des Vorsprungs 4a greift.
Die Büchse 20 weist ferner auf ihrer Innenoberfläche kreisförmige Vertie- fungen 20c auf. Diese Vertiefungen sorgen in an sich bekannter Weise dafür, dass sich im Betrieb der Maschine eine fluiddynamische Sperrwirkung einstellt und den Austritts- gegen den Eintrittsdruck abdichtet.
Obschon in den Zeichnungen nicht näher dargestellt, ist es je nach Anforde- rung möglich, die Vertiefungen 20c auf verschiedene Weise auszubilden. Vorzugsweise sind die Vertiefungen 20c als kreisförmige Vertiefungen ausgebildet, die um eine vorbestimmte Tiefe im Wesentlichen senkrecht (d.h., in radialer Richtung) in die Innenoberfläche der Büchse 20 eindringen. Die Vertiefungen 20c können jedoch auch in Umfangsrichtung in oder gegen die Umdrehungsrichtung der Welle 10 geneigt sein, um Verwirbelungen in gewünschter Ausprägung zu erzeugen. Der Querschnitt der Vertiefungen 20c kann sich in Tiefenrichtung verkleinern. Die kreisförmig ausgebildeten Vertiefungen 20c sind dem Fachmann an sich als sogenannte Holepattern-Dichtung bekannt.
Wie vorstehend beschrieben, ist, anders als beim zuvor beschriebenen
Stand der Technik, die Büchse 20 nicht an dem Innengehäuse 6, sondern an dem vergleichsweise steifen Autoklavdeckel 4 befestigt. Dadurch wird ein wesentlich steiferes Design erzielt, und es wird vermieden, dass sich die sonst großen Verformungen des Innengehäuses 6 auf die Lagerbuchse 20 auswirken. Durch die Ausbildung des als Vorsprung 4a ausgebildeten Befestigungsabschnitts für die Lagerbuchse 20 kann die Steifigkeit in diesem Abschnitt noch erhöht werden. Somit sind die Verformungen der Dichtungsanordnung um Größenordnungen kleiner und die Spaltgeometrie bleibt auch unter der Einwirkung von Temperatur- und Druckdifferenzen weitgehend erhalten. Daher wird eine Dimensionierung der Dich- tungsanordnung vereinfacht und besser beherrschbar. Des Weiteren wird es in einer bevorzugten Ausführung möglich, die Büchse 20 einteilig zu fertigen, was die Formtreue des Dichtspaltes weiter verbessert.
Obschon sich die vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiele im We- sentlichen auf Holepattem-Dichtungen beziehen, ist die vorliegende Erfindung gleichermaßen auf andere Arten von Ringspaltdichtungen anwendbar, bei welchen die genaue Kenntnis von der Geometrie des Ringspalts von Bedeutung ist, wie etwa Honeycomb-Dichtungen, Nutdichtungen, Labyrinthdichtungen oder dergleichen. Bei der sogenannten Honeycomb-Dichtung sind Vertiefungen von im Wesentlichen sechseckigem Querschnitt in der Innenoberfläche der Lagerbuchse aus- gebildet, die durch eine netzartige Struktur voneinander getrennt sind.
Vorstehend wurde die Erfindung anhand eines Hochdruckkompressors 1 erläutert, an dessen Autoklavdeckel 4 die Ausgleichskolbedichtung 20 angeordnet ist. Wie bereits ausgeführt, können selbstverständlich die Seiten der Strömungs- maschine bzw. Verschlussdeckel und Autoklavdeckel auch vertauscht sein.

Claims

Patentansprüche
1. Strömungsmaschine (1), insbesondere Verdichter, insbesondere Hochdruckkompressor, mit
einem Außengehäuse (2) mit einem darin angeordneten Innengehäuse (6), insbesondere einem Leitschaufelträger, und einer darin gelegenen Laufradwelle (10);
einem Deckel (4; 8), der an dem Außengehäuse (2) befestigt ist und einen
Eintrittsdruck (pl) im Inneren des Außengehäuses (2) von einem Umgebungsdruck (pu) außerhalb des Außengehäuses trennt; und
einer Ausgleichskolbendichtung (22) zum berührungslosen Abdichten eines Austrittsdruckes (p2) in einem zwischen der Laufradwelle (10) und dem Innengehäuse (6) definierten Arbeitsraum, insbesondere Verdichtungsraum (16), gegen den Eintrittsdruck (pl);
dadurch gekennzeichnet, dass
die Ausgleichskolbendichtung (22) an dem Deckel (4; 8) befestigt ist.
2. Strömungsmaschine (1) gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Arbeitsraum (16) an dem axialen Ende auf der Seite höheren Drucks teilweise durch eine Innenwand des Deckels (4; 8) definiert ist.
3. Strömungsmaschine (1) gemäß Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Deckel (4; 8) einen axial in Richtung des Arbeitsraums (16) vorspringenden Befestigungsabschnitt (4a) zur Befestigen der Ausgleichs- kolbendichtung (22) aufweist.
4. Strömungsmaschine gemäß einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ausgleichskolbendichtung (22) eine im wesentlichen hohlzylindrische Hülse oder Kolbenbüchse (20) aufweist, die innerhalb wenigstens eines Abschnitts einer von der Laufradwelle (10) durchgriffenen Durchgangsbohrung des Deckels (4; 8) vorzugsweise form- und/oder reibschlüssig befestigt ist und die Laufradwelle berührungslos umschließt.
5. Strömungsmaschine (1) gemäß Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Hülse bzw. Büchse (20) einen ersten Ringabschnitt (20a) aufweist, der an dem zu dem Arbeitsraum (16) weisenden axialen Ende der Ausgleichskolbendichtung radial nach außen ragt und an einer zu dem Arbeitsraum (16) weisenden Wand des Deckels (4; 8) anliegt.
6. Strömungsmaschine (1) gemäß Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeich- net, dass die Hülse bzw. Büchse (20) mittels wenigstens eines Verbindungselements (32), insbesondere eines Stifts oder eine Schraube, an dem Deckel befestigt ist.
7. Strömungsmaschine (1) gemäß Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeich- net, dass die Hülse bzw. Büchse (20) einen zweiten Ringabschnitt (20b) aufweist, der sich von einem radial äußeren Rand des ersten Ringabschnitts (20a) aus axial in Richtung des Deckels (4) erstreckt und in einer entsprechend ausgebildete Vertiefung in der Wand des Deckels (4; 8) aufgenommen ist.
8. Strömungsmaschine (1) gemäß einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der Laufradwelle (10) und der Ausgleichskolbendichtung (22) ein ringförmiger Spalt ausgebildet ist, der eine vorbestimmte Geometrie aufweist.
9. Strömungsmaschine (1) gemäß Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der zwischen der Laufradwelle (10) und der Ausgleichskolbendichtung (22) ausgebildete Spalt in wenigstens einem Abschnitt konvergent ist.
10. Strömungsmaschine (1) gemäß einem der Ansprüche 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass der zwischen der Laufradwelle (10) und der Ausgleichskolbendichtung (22) ausgebildete Spalt in wenigstens einem Abschnitt divergent ist.
11. Strömungsmaschine (1) gemäß einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in wenigstens einer von einer Laufradwellenau- ßenumfangsfläche und einer zu der Laufradwelle (10) weisenden Fläche der Ausgleichskolbendichtung (22) wenigstens abschnittsweise Vertiefungen (20c) ausgebildet sind, die im Querschnitt im Wesentlichen kreisförmig oder im Wesentlichen mehreckig, insbesondere sechseckig sind.
12. Strömungsmaschine (1) gemäß einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ausgleichskolbendichtung (22) ausgelegt ist, gegen einen hohen Druck im Arbeitsraum abzudichten, der mehr als 50 bar, insbesondere mehr als 100 bar, vorzugsweise mehr als 500 bar beträgt.
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