STRÖMUNGSMASCHINE MIT VERBESSERTER AUSGLEICHSKOLBENDICHTUNG

Beschreibung

[0001] Die vorliegende Erfindung betrifft Strömungsmaschinen wie etwa eine Turbomaschine oder einen Kompressoren nachdem Oberbegriff des Anspruchs 1 mit einer verbesserten Ausgleichskolbendichtung.

[0002] 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. Die DE 36 14 144 A1 zeigt einen solchen Hochdruck-Kompressor.

[0003] Diese Dichtungen weisen im Allgemeinen einen hohlen Stator auf, der den Rotor umfasst, wobei der Rotor, der Stator oder beide Elemente auf der Oberfläche 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.

[0004] 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.

[0005] 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 ausgebildeten hexagonalen Löchern aufweisen. Zwischen der Innenoberfläche des Stators und der Außenoberfläche des Rotors besteht ein Spalt, sodass zwischen beiden Dichtflächen keine Berührung stattfindet.

[0006] 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 verdeutlicht.

[0007] 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 Verschlussdeckel 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 Einbauteilen (nicht näher dargestellt).

[0008] 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, 124' mit der Druckdifferenz zwischen Eintritts- und Umgebungsdruck auseinandergedrückt werden. Hierzu kommunizieren Dichtungsräume an den kompressorinneren Seiten der beiden Wellendichtungen 124, 124' über eine Ausgleichsleitung (nicht dargestellt) miteinander.

[0009] Zusätzlich ist auf der Austrittsseite (links in Fig. 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.

[0010] In Fig. 4 ist der Bereich dieser Ausgleichskolbendichtung 122 im Einzelnen dargestellt. Fig. 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 Dichtungselement 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.

[0011] Das Innengehäuse ist zweiteilig aus einer oberen und einer unteren Hälfte zusammengesetzt, um ein Einlegen des Rotors zu ermöglichen. Das als Dichtungsbüchse 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.

[0012] 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 Innengehäuses 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 einer 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.

[0013] 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 Größenordnung der Spalthöhe selbst annehmen.

[0014] Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, eine Strömungsmaschine hinsichtlich ihrer Ausgleichskolbendichtung zu verbessern.

[0015] Die Aufgabe wird durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindungen bilden den Gegenstand der Unteransprüche.

[0016] Eine Strömungsmaschine gemäß der vorliegenden Erfindung weist die Merkmale des Anspruchs 1 auf.

[0017] 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 diesem Deckel anstelle des Innengehäuses befestigt, können sich Verformungen des Innengehäuses nicht mehr auf die Lage der Dichtung auswirken. Die geometrischen 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.

[0018] 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.

[0019] Eine erste Wellendichtung, die einen Eintritts- gegen einen Umgebungsdruck abdichtet, ist auf der dem Arbeitsraum gegenüberliegenden Seite der Strömungsmaschine, insbesondere in dem Deckel, angeordnet Ein Dichtungsraum zwischen dieser ersten Wellendichtung und der Ausgleichskolbendichtung kommuniziert erfindungsgemäß mit einem Dichtungsraum, der auf der kompressorinneren Seite einer zweiten Wellendichtung ausgebildet ist, die den Arbeitsraum auf der der ersten Wellendichtung gegenüberliegenden Seite gegen die Umgebung abdichtet.

[0020] Die Ausgleichskolbendichtung kann eine im wesentlichen hohlzylindrische Passhülse oder Kolbenbüchse aufweisen, die innerhalb wenigstens eines Abschnitts 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.

[0021] 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 vorspringenden 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.

[0022] 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.

[0023] 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 Wellendichtung 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.

[0024] 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 Strömungswiderstand erzeugt, welcher eine Abdichtung des Arbeitsraums begünstigen und die Stabilitätseigenschaften des Rotors verbessern kann.

[0025] 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.

[0026] 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 Betriebszuständen.

[0027] Ein Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung ist in Fign. 1 und 2 gezeigt. Fig. 1 zeigt als Beispiel einer Strömungsmaschine einen Hochdruck-Kompressor 1.

[0028] In einem Außengehäuse 2 ist ein sogenannter Autoklavdeckel 4 eingesetzt, der einen Deckel im Sinne des Anspruchs 1 darstellt, und an welchem sich ein Innengehäuse 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.

[0029] 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.

[0030] 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 p1, so dass die in Fig. 1 rechte Wellendichtung 24' im Verschlussdeckel 8 mit der Druckdifferenz zwischen Eintritts- und Umgebungsdruck beaufschlagt ist.

[0031] 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 Ausgleichskolbendichtung 20 ausgebildeten Dichtungsraum abdichtet, in dem ebenfalls der Eintrittsdruck p1 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.

[0032] 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.

[0033] 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.

[0034] 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.

[0035] 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 einen 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.

[0036] Die Büchse 20 weist ferner auf ihrer Innenoberfläche kreisförmige Vertiefungen 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.

[0037] Obschon in den Zeichnungen nicht näher dargestellt, ist es je nach Anforderung 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.

[0038] 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 Dichtungsanordnung 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.

[0039] Obschon sich die vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiele im Wesentlichen auf Holepattern-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 ausgebildet, die durch eine netzartige Struktur voneinander getrennt sind.

[0040] 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 Strömungsmaschine bzw. Verschlussdeckel und Autoklavdeckel auch vertauscht sein.

Ansprüche

1. Strömungsmaschine (1), insbesondere Verdichter, insbesondere Hochdruckkompressor,
mit einem Außengehäuse (2),
wobei außerhalb des Außengehäuses (2) ein Umgebungsdruck (pu) herrscht;
mit einem in dem Außengehäuse (2) angeordneten Innengehäuse (6), insbesondere einem Leitschaufelträger;
mit einer in dem Innengehäuse (6) gelegenen Laufradwelle (10);
mit einem Autoklavdeckel (4), der in das Außengehäuse (2) eingesetzt ist, an welchem sich das Innengehäuse (6) abstützt und der an dem Außengehäuse (2) befestigt ist ;
einem Verschlussdeckel (8), der das Außengehäuse (2) an einer dem Autoklavdeckel (4) gegenüberliegenden Seite verschließt und der ebenfalls an dem Außengehäuse (2) befestigt ist,
einem Arbeitsraum (16), der von dem Autoklavdeckel (4), dem Innengehäuse (6), dem Verschlussdeckel (8) und der Laufradwelle (10) definiert ist,
wobei in dem Arbeitsraum (16) auf einer Austritts- oder Druckseite ein Austrittsdruck (p2) und auf einer Eintritts- oder Saugseite ein Eintrittsdruck (p1) herrscht; einer Ausgleichskolbendichtung (22) zum berührungslosen Abdichten des Austrittsdruckes (p2) in dem Arbeitsraum (16), insbesondere Verdichtungsraum (16), gegen den Eintrittsdruck (p1),
wobei die Ausgleichskolbendichtung (22) an dem Autoklavdeckel (4) oder an dem Verschlussdeckel (8) befestigt ist,
wobei der Autoklavdeckel (4) oder der Verschlussdeckel (8) den Eintrittsdruck (p1) von dem Umgebungsdruck (pu) trennt;
mit Wellendichtungen (24, 24') im Autoklavdeckel (4) und im Verschlussdeckel (8),
wobei die Wellendichtungen (24, 24') ausschließlich mit einer Druckdifferenz zwischen dem Eintrittsdruck (p1) von dem Umgebungsdruck (pu) beaufschlagt sind, während die Ausgleichskolbendichtung (22) den Austrittsdruckes (p2) gegen den Eintrittsdruck (p1) abdichtet,
mit einem zwischen der Wellendichtung (24) im Autoklavdeckel (4) oder der Wellendichtung (24') im Verschlussdeckel (8) und der Ausgleichskolbendichtung (22) ausgebildeten Dichtungsraum, in welchem der Eintrittsdruck (p1) herrscht,
dadurch gekennzeichnet, dass dieser Dichtungsraum mit einem weiteren Dichtungsraum zwischen Arbeitsraum (16) und der Wellendichtung (24') im Verschlussdeckel (8) oder der Wellendichtung (24) im Autoklavdeckel (4) kommuniziert.

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 jeweiligen Deckels (4; 8) definiert ist.

3. Strömungsmaschine (1) gemäß Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der jeweilige Deckel (4; 8) einen axial in Richtung des Arbeitsraums (16) vorspringenden Befestigungsabschnitt (4a) zur Befestigen der Ausgleichskolbendichtung (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 jeweiligen 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 jeweiligen Deckels (4; 8) anliegt.

6. Strömungsmaschine (1) gemäß Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Hülse bzw. Büchse (20) mittels wenigstens eines Verbindungselements (32), insbesondere eines Stifts oder eine Schraube, an dem jeweiligen Deckel befestigt ist.

7. Strömungsmaschine (1) gemäß Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, 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 jeweiligen Deckels (4) erstreckt und in einer entsprechend ausgebildete Vertiefung in der Wand des jeweiligen 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 Laufradwellenaußenumfangsfläche 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.

Claims

1. A turbomachine (1), in particular compressor, in particular high-pressure compressor, having an external housing (2), wherein outside the external housing (2) an ambient pressure (pu) is present; having an internal housing (6) arranged in the external housing (2), in particular a guide blade carrier;
having an impeller shaft (10) located in the internal housing (6);
having an autoclave cover (4) which is inserted in the external housing (2), on which the internal housing (6) supports itself and which is attached to the external housing (2);
a cover plate (8), which closes the external housing (2) on a side located opposite the autoclave cover (4) and which is likewise attached to the external housing (2),
having a working space (16) that is defined by the autoclave cover (4), the internal housing (6), the cover plate (8) and the impeller shaft (10),
wherein in the working space (16), on an discharge or pressure side an discharge pressure (p2) and on an inlet or suction side an inlet pressure (p1) is present;
a balance piston seal (22) for the contactless sealing of the discharge pressure (p2) in the working space (16), in particular compression space (16), against the inlet pressure (p1),
wherein the balance piston seal (22) is attached to the autoclave cover (4) or to the cover plate (8), wherein the autoclave cover (4) or the cover plate (8) separates the inlet pressure (p1) from the ambient pressure (pu);
having shaft seals (24, 24') in the autoclave cover (4) and in the cover plate (8),
wherein the shaft seals (24, 24') are exclusively subjected to a pressure differential between the inlet pressure (p1) by the ambient pressure (pu), while the balance piston seal (22) seals the discharge pressure (p2) against the inlet pressure (p1),
having a sealing space formed between the shaft seal (24) in the autoclave cover (4) or the shaft seal (24') in the cover plate (8) and the balance piston seal (22), in which the inlet pressure (p1) is present,
characterized in that this sealing space communicates with a further sealing space between working space (16) and the shaft seal (24') in the cover plate (8) or the shaft seal (24) in the autoclave cover (4).

2. The turbomachine (1) according to Claim 1, characterized in that the working space (16) at the axial end is partly defined on the side of the higher pressure by an inner wall of the respective cover (4; 8) .

3. The turbomachine (1) according to Claim 1 or 2, characterized in that the respective cover (4; 8) has a attaching section (4a) axially projecting in the direction of the working space (16) for attaching the balance piston seal (22).

4. The turbomachine according to any one of the above claims, characterized in that the balance piston seal (22) comprises a substantially hollow-cylindrical sleeve or piston bushing (20), which is preferentially attached within at least one section of a through-bore of the respective cover (4; 8) engaged through by the impeller shaft (10) preferentially in a form-fit and/or frictionally connected manner and contactlessly surrounds the impeller shaft.

5. The turbomachine (1) according to Claim 4, characterized in that the sleeve or bushing (20) has a first annular section (20a), which at the axial end of the balance piston seal facing the working space (16) radially projects to the outside and lies against a wall of the respective cover (4; 8) facing the working space (16).

6. The turbomachine (1) according to Claim 4 or 5, characterized in that the sleeve or bushing (20) is attached to the respective cover by means of at least one connecting element (32), in particular a pin or a screw.

7. The turbomachine (1) according to Claim 5 or 6, characterized in that the sleeve or bushing (20) has a second annular section (20b), which axially extends from a radially outer edge of the first annular section (20a) in the direction of the respective cover (4) and is received in a suitably formed recess in the wall of the respective cover (4; 8).

8. The turbomachine (1) according to any one of the above claims, characterized in that between the impeller shaft (10) and the balance piston seal (22) an annular gap is formed which has a predetermined geometry.

9. The turbomachine (1) according to Claim 8, characterized in that the gap formed between the impeller shaft (10) and the balance piston seal (22) is convergent in at least one section.

10. The turbomachine (1) according to any one of the Claims 8 or 9, characterized in that the gap formed between the impeller shaft (10) and the balance piston seal (22) is divergent in at least one section.

11. The turbomachine (1) according to any one of the preceding claims, characterized in that in at least one surface of the balance piston seal (22) facing from an impeller outer circumferential surface and facing to the impeller shaft (22) recesses (20c) are formed at least in sections, which are substantially circular or substantially polygonal, in particular hexagonal in the cross section.

12. The turbomachine (1) according to any one of the preceding claims, characterized in that the balance piston seal (22) is designed to seal against a high pressure in the working space which amounts to more than 50 bar, in particular more than 100 bar, preferentially more than 500 bar.

Revendications

1. Turbomachine (1), notamment compresseur, notamment compresseur à haute pression comportant un carter extérieur (2), dans lequel à l'extérieur du carter extérieur (2) prédomine une pression ambiante (pu), comportant un carter intérieur (6) disposé dans le carter extérieur (2), notamment un support d'aube directrice ;
comportant un arbre de roue (10) placé dans le carter intérieur (6) ;
comportant un couvercle d'autoclave (4), qui est placé dans le carter extérieur (2), sur lequel s'appuie le carter intérieur (6) et qui est fixé sur le capteur extérieur (2) ;
un couvercle d'obturation (8), qui obture le carter extérieur (2) sur un côté opposé au couvercle d'autoclave (4) et qui est également fixé sur le carter extérieur (2),
un espace de travail (16), qui est défini par le couvercle d'autoclave (4), le carter intérieur (6), le couvercle d'obturation (8) et l'arbre de roue (10), dans lequel dans l'espace de travail (16) sur un côté de sortie ou un côté de pression prédomine une pression de sortie (p2) et sur un côté d'entrée ou un côté d'aspiration prédomine une pression d'entrée (p1),
un joint d'étanchéité de piston d'équilibrage (22) pour l'isolation sans contact de la pression de sortie (p2) dans l'espace de travail (16), notamment l'espace de compression (16), contre la pression d'entrée (p1), dans laquelle le piston d'équilibrage(22) est fixé sur le couvercle d'autoclave (4) ou sur le couvercle d'obturation (8),
dans laquelle le couvercle d'autoclave (4) ou le couvercle d'obturation (8) sépare la pression d'entrée (p1) de la pression ambiante (pu) ;
comportant des joints d'étanchéité d'arbres (24, 24') dans le couvercle d'autoclave (4) et dans le couvercle d'obturation (8),
dans laquelle les joints d'étanchéité d'arbres (24,24') sont sollicités exclusivement avec une différence de pression entre la pression d'entrée (p1) et la pression ambiante (pu), alors que le joint d'étanchéité de piston d'équilibrage (22) isole la pression de sortie (p2) par rapport à la pression d'entrée (p1),
comportant un espace d'étanchéité réalisé entre le joint d'étanchéité d'arbre (24) dans le couvercle d'autoclave (4) ou le joint d'étanchéité d'arbre (24') dans le couvercle d'obturation (8) et le joint d'étanchéité de piston d'équilibrage (22), dans lequel prédomine la pression d'entrée (p1),
caractérisée en ce que cet espace de joint d'étanchéité communique avec un espace d'étanchéité supplémentaire entre l'espace de travail (16) et le joint d'étanchéité d'arbre (24') dans le couvercle d'obturation (8) ou le joint d'étanchéité d'arbre (24)dans le couvercle d'autoclave (4).

2. Turbomachine (1) selon la revendication 1, caractérisée en ce que l'espace de travail est défini à l'extrémité axiale sur le côté de pression plus haute partiellement par une paroi intérieure du couvercle respectif (4 ;8).

3. Turbomachine (1) selon la revendication 1 ou 2, caractérisée en ce que le couvercle respectif (4 ;8) présente une portion de fixation (4a) en saillie axialement dans la direction de l'espace de travail (16) pour fixer le joint d'étanchéité de piston d'équilibrage (22).

4. Turbomachine selon une des revendications précédentes, caractérisée en ce que le joint d'étanchéité de piston d'équilibrage (22) présente une chemise de piston (20) ou un manchon essentiellement cylindrique creux, qui est fixé à l'intérieur d'au moins une portion d'un alésage traversant du couvercle respectif (4 ;8) traversé par l'arbre de roue (10) et enveloppe sans contact l'arbre de roue.

5. Turbomachine (1) selon la revendication 4, caractérisée en ce que le manchon respectivement la chemise (20) présente une première portion annulaire (20a), qui dépasse radicalement vers l'extérieur sur l'extrémité axiale du joint d'étanchéité de piston d'équilibrage tourné vers l'espace de travail (16) et vient reposer sur une paroi tournée vers l'espace de travail (16) du couvercle respectif (4 ;8).

6. Turbomachine (1) selon la revendication 4 ou 5, caractérisée en ce que le manchon respectivement la chemise (20) est fixé au moyen d'au moins un élément de liaison (32), notamment d'une goupille ou d'une vis, sur le couvercle respectif.

7. Turbomachine (1) selon la revendication 5 ou 6, caractérisée en ce que le manchon respectivement la chemise (20) présente une deuxième portion annulaire (20b), qui s'étend à partir d'un bord extérieur radial de la première portion annulaire (20a) axialement dans la direction du couvercle respectif (4) et est renfermée dans une cavité réalisée de manière correspondante dans la paroi du couvercle respectif (4 ;8).

8. Turbomachine (1) selon une des revendications précédentes, caractérisée en ce que entre l'arbre de roue (10) et le joint d'étanchéité de piston d'équilibrage (22) un interstice annulaire est réalisé, qui présente une géométrie prédéterminée.

9. Turbomachine (1) selon la revendication 8, caractérisée en ce que l'interstice réalisé entre l'arbre de roue (10) et le joint d'étanchéité de piston d'équilibrage (22) est convergent dans au moins une portion.

10. Turbomachine (1) selon une des revendications 8 ou 9, caractérisée en ce que l'interstice réalisé entre l'arbre de roue (10) et le joint d'étanchéité de piston d'équilibrage (22) est divergent dans au moins une portion.

11. Turbomachine (1) selon une des revendications précédentes, caractérisée en ce que dans au moins une surface du joint d'étanchéité de piston d'équilibrage (22) se détournant de la surface circonférentielle extérieure d'arbre de roue et se tournant vers l'arbre de roue (22) des cavités (20c) sont réalisés au moins par portions, qui en coupe transversale sont essentiellement circulaires ou essentiellement polygonales, notamment hexagonales.

12. Turbomachine (1) selon une des revendications précédentes, caractérisée en ce que le joint d'étanchéité de piston d'équilibrage (22) est conçu afin d'isoler contre une haute pression dans l'espace de travail, qui s'élève à plus de 50 bar, notamment plus de 100 bar, de préférence plus de 500 bar.

Zeichnung