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Die gegenständliche Anmeldung betrifft ein Laufrad einer hydraulischen Maschine, vorzugs- weise vom Überdrucktyp, wie z. B. eine Francis-Turbine, Francis-Pumpturbine oder Radial- bzw.
Diagonalpumpe, mit einer Anzahl von Laufradschaufeln, wobei zumindest eine Laufradschaufel geteilt ausgeführt ist und zumindest zwei Laufradschaufelteile voneinander lösbar angeordnet sind, sowie ein Verfahren zur Herstellung eines solchen Laufrades.
Ein Laufrad einer hydraulischen Maschine, wie z. B. eine Francis-Turbine oder-Pumpturbine, weist eine Mehrzahl von Laufradschaufeln auf, wobei jeweils zwei Schaufeln einen Strömungska- nal für ein Betriebsmedium, z. B. Wasser, ausbilden, durch den das Betriebsmedium im Betrieb der hydraulischen Maschine fliesst und so den Läufer in Rotation versetzt. Die Fertigung eines solchen Läufers ist aufgrund der komplexen geometrischen Formen der Laufradschaufeln sehr aufwendig.
Um die Fertigung des Läufers, z. B. durch Schweissen, etc., und/oder eine entsprechende Bearbei- tung der Oberflächen, z. B. durch Schleifen, Polieren, etc., mittels Bearbeitungsmaschinen, wie z.B.
Robotern, etc., zu ermöglichen, dürfen die Laufradschaufeln nicht zu knapp aneinander liegen.
Darüber hinaus besteht bei eng benachbarten Schaufelregionen immer die Gefahr, dass Schwemmgut im Laufrad stecken bleibt und somit den Betrieb beeinträchtigt, oder sogar die Ab- schaltung der hydraulischen Maschine notwendig macht.
Andererseits ist im Bereich der Austrittskante (=Eintrittskante bei einer Pumpturbine im Pump- betrieb) der Laufradschaufeln ein kleiner Radius an der inneren Deckscheibe erwünscht, da dies für den Betrieb, vor allem in Betriebspunkten abseits des Auslegebetriebspunktes, von Vorteil ist.
Bei kleinem Radius würde sich beispielsweise die Wirbelbildung am Austritt der Laufrades in Teillastbereichen wesentlich verbessern. Viele Laufräder weisen auch eine Laufradhaube auf, um die Strömung nach dem Austritt aus der Laufradschaufel kontrolliert weiterführen zu können, die bei solchen kleinen Radien jedoch eine Montage des Laufrades an der Welle erschweren oder gar unmöglich machen würde. Am Laufradaustritt führt eine hohe Schaufelzahl und kleine Durchmes- ser zu sehr engen Platzverhältnissen. Eine kleine Schaufelzahl führt andererseits am Laufradein- tritt zu weiten Abständen und einer hohen Belastung und Kavitation am Laufradeintritt.
Um diesen grundsätzlichen Widerspruch zu beseitigen, wurden Laufräder z. B. derart gefertigt, dass jede zweite oder dritte Schaufel im gesamten Austrittsbereich der Laufradschaufeln kürzer als die benachbarten Laufradschaufeln ausgeführt wurde, sogenannte "splitter blade runner", und die Laufradschaufeln im Eintrittsbereich allesamt gleich belassen wurden. Der Vorteil dieser Ausfüh- rung ist der, dass damit im Austrittsbereich mehr Platz geschaffen wurde, womit die obigen Nachteile im Wesentlichen beseitigt waren. Allerdings erhöht sich dabei die Kavitationsgefahr im Bereich der äusseren Deckscheibe zwischen Schaufelmitte und Austrittskante, da sich dort auf- grund der teilweise reduzierten Schaufellängen die Schaufelbelastungen erhöhen.
Aus der US 6,135,716 wiederum ist ein Läufer einer Francis-Turbine bekannt, bei dem das Kavitationsverhalten verbessert wurde, indem die Eintritts- und die Austrittskanten der Laufradschau- feln bezüglich der Rotationsachse der Turbine besonders geformt werden. Die Längen aller Lauf- radschaufeln werden dabei gleich belassen, entsprechen somit einem herkömmlichen Laufrad.
Damit ergeben sich jedoch wieder die oben angeführten Nachteile in Bezug auf die Fertigung und Betrieb abseits der Auslegung.
Der DE 198 03 390 C1 zeigt ein Laufrad, das aus mehreren Einzellaufrädern besteht, um ein besonders anpassungsfähiges Laufrad zu erhalten, das für einen sehr breiten Bereich von Be- triebsbedingungen einen möglichst hohen Wirkungsgrad erzielt. Ein solches Laufrad bedingt aber einen sehr hohen Fertigungsaufwand.
Die Fertigung von Laufrädern kann unter Umständen vereinfacht werden, indem das Laufrad und/oder die Laufradschaufeln aus mehreren Einzelteilen zusammengesetzt wird. Beispiele dafür finden sich in der DE 19 44 360 A oder der US 6,155,783 A.
Bei all diesen Varianten bleibt jedoch das Problem der Befestigung bzw. Montage des Laufra- des bei Laufrädern mit Laufradschaufeln die sehr nahe an die Drehachse der hydraulischen Ma- schine herangeführt werden, was ja den Betrieb der hydraulischen Maschine in Teillastbereichen verbessert, erhalten.
Eine Aufgabe der vorliegenden Anmeldung ist es daher, ein Laufrad einer hydraulischen Ma- schine anzugeben, das auch bei sehr kleinen Laufradschaufeldurchmessern im Bereich der inne- ren Deckscheibe eine einfache Montage des Laufrades ermöglicht.
Diese Aufgabe wird durch die gegenständliche Erfindung gelöst, indem zumindest ein Teil der
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Laufradschaufel an einer vom Laufrad lösbaren Laufradhaube angeordnet ist.
Durch die Teilung der Laufradschaufel ist es nun möglich einen Teil der Laufradschaufel vom Rest des Laufrades zu lösen und damit die Verbindung zwischen Laufrad und Welle zugänglich zu machen. Damit können aber auch sehr kleine Laufradschaufeldurchmesser ohne Einschränkungen verwirklicht werden.
Die Laufradhaube eignet sich ganz besonders gut zur Aufnahme zumindest eines Teil der Laufradschaufeln, da diese in Regel vom Laufrad lösbar ausgeführt ist, um die Montage zu erleich- tern. Ausserdem ist die Laufradhaube ein im Vergleich zum restlichen Laufrad kompakter und einfach handzuhabender Bauteil, sodass die Montage des Laufrades mit den geteilten Laufrad- schaufeln einfach bewerkstelligt werden kann.
Dazu ist es auch günstig die Laufradhaube mittels eines Verbindungsmittel direkt mit der Lauf- radnabe lösbar zu verbinden, was ebenfalls die Montage erleichtert.
Ein besonders einfach zu fertigendes Laufrad erhält man, wenn die Laufradschaufel zweigeteilt ausgeführt ist. Damit kann das Laufrad einfach zusammengesetzt werden.
Um das Betriebsverhalten einer geteilten laufladschaufel zu verbessern, ist es günstig die ein- zelnen Teile der Laufradschaufel miteinander zu verbinden. Dadurch kann das Schwingverhalten der Laufradschaufel durch Erhöhung der Stabilität wesentlich verbessert werden.
Ein besonders vorteilhaftes Laufrad ergibt sich, wenn ein Kontaktpunkt zwischen innerer Deck- scheibe und Eintrittskante und/oder ein Kontaktpunkt zwischen innerer Deckscheibe und Austritts- kante zumindest einer ersten Laufradschaufel einen bezüglich der Drehachse der hydraulischen Maschine grösseren Radius aufweist wie die entsprechenden Kontaktpunkte einer unmittelbar benachbarten zweiten Laufradschaufel, wobei die Kontaktpunkte zwischen äusserer Deckscheibe und Ein- und Austrittskante der ersten und zweiten Laufradschaufel im Wesentlichen den selben Radius aufweisen.
Damit gelingt es zum Einen, im Austrittsbereich des Laufrades an der inneren Deckscheibe sehr kleine Radien zu realisieren, ohne Fertigungsprobleme oder Probleme durch eine zu enge Schaufelanordnung zu verursachen. Zum Anderen, wird die Belastung in den Bereichen hoher Schaufellast, also im Kontaktbereich der Schaufel mit der äusseren Deckscheibe nicht, bzw. nur unwesentlich vergrössert, da die Kontaktlängen in diesen Bereichen gegenüber herkömmlichen Laufrädern nicht verändert werden, sodass sich hinsichtlich der Kavitation keine Verschlechterung im Betrieb ergibt.
Hydraulisch und fertigungstechnisch ist es vorteilhaft, wenn die Eintritts- und Austrittskanten einer ersten und zweiten Laufradschaufel des Läufers zumindest abschnittsweise gleich geformt sind, wobei die Kanten vorzugsweise zwischen dem Kontaktpunkt an der äusseren Deckscheibe und einem beliebigen Punkt auf der Eintritts- bzw. Austrittskante gleich geformt sind.
Um die hydraulische Maschine auch in Teillastbereichen reibungslos betreiben zu können, wird das Verhältnis zwischen dem kleinsten Radius eines Kontaktpunktes der Austrittskante mit der inneren Deckscheibe einer Schaufel und dem Radius des Kontaktpunktes der Austrittskante mit der äusseren Deckscheibe dieser Schaufel kleiner oder gleich 0,4, vorzugsweise kleiner oder gleich 0,2, vorgegeben. Damit erreicht man, dass der Austrittswirbel aus dem Laufrad verringert wird und sich die hydraulischen Maschine auch in Teillastbereichen einwandfrei betreiben lässt.
Die Anzahl der Laufradschaufeln des Laufrades wird vorteilhaft durch zwei oder drei teilbar gewählt, wobei dann jede zweite oder dritte Laufradschaufel unterschiedliche Ein- und/oder Aus- trittskanten aufweist, wodurch sich zumindest im Bereich kleiner Radien grosse fertigungstechni- sche Vorteile ergeben, da dadurch die einzelnen Laufradschaufeln problemlos bearbeitbar sind.
Aus hydraulischen Gründen ist es günstig, den Kontaktpunkt zwischen Austrittskante und inne- rer Deckscheibe zumindest einer Schaufel in axialer Richtung unterhalb der Mitte der Eintrittskante dieser Schaufel und bezüglich der Drehrichtung des Laufrades die Kontaktpunkte der Ein- und Austrittskante mit der äusseren Deckscheibe zumindest einer Schaufel vor den entsprechenden Kontaktpunkten der Ein- und Austrittskante mit der inneren Deckscheibe dieser Schaufel anzuord- nen.
Zusätzliche Verbesserungen des hydraulischen Verhaltens der Maschine ergeben sich, wenn bezüglich der Drehachse des Laufrades der radiale Abstand zwischen den Kontaktpunkten der Austrittskante mit der äusseren und inneren Deckscheibe zumindest einer Schaufel grösser als der radiale Abstand zwischen den Kontaktpunkten der Eintrittskante mit der äusseren und inneren Deckscheibe dieser Schaufel ist, vorteilhaft grösser 10 , vorzugsweise grösser 15 . Unter anderem
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kann damit das Kavitationsverhalten der hydraulischen Maschine noch weiter verbessert werden.
Die vorliegende Erfindung wird nun anhand der folgenden schematischen, nicht einschränken- den Figuren 1 bis 4 beschrieben, wobei die
Fig. 1 ein erfindungsgemässes Laufrad,
Fig. 2 eine Laufradschaufel eines herkömmlichen Laufrades einer hydraulischen Maschine,
Fig. 3 Laufradschaufeln einer hydraulischen Maschine mit unterschiedlichen Ein- bzw. Aus- trittskanten und
Fig. 4 ein Ansicht in axialer Richtung einer Laufradschaufel zeigt.
Ein Laufrad 1 einer Überdruckturbine, wie z. B. eine Francis-Turbine oder-Pumpturbine, ist in der Regel wie in Fig. 1 dargestellt über eine Laufradnabe 9 mittels einem geeigneten Befesti- gungsmittel 8, hier z. B. eine Schraubenverbindung, mit der Welle 7 verbunden, sodass die Dreh- bewegung des Laufrades 1 auf die Welle 7 übertragen wird, oder umgekehrt bei einer Pumpturbine im Pumpbetrieb. Das Laufrad 1 weist ausserdem eine innere 3 und äussere Deckscheibe 6 auf, zwischen denen zumindest teilweise die Laufradschaufeln 2 angeordnet sind. Die Laufradschau- feln 2 können dabei mit einer beliebigen Methode, in der Praxis oftmals durch Schweissen, an den Deckscheiben 3, 6 befestigt werden, könnten aber genauso als ein Teil gegossen werden.
In Verlängerung der Laufradnabe 9 ist eine Laufradhaube 10 angeordnet, an der ein Teil der Laufradschaufel 2a befestigt ist, z. B. wieder durch Schweissen. Gleichfalls könnte die Laufradhaube 10 mit dem Laufradschaufelteil 2a als ein Teil gegossen werden. Die Laufradschaufel 2 ist hier also zweigeteilt, wobei die beiden Teile voneinander lösbar sind. Dazu ist ein Verbindungsmittel 11 vorgesehen, hier z. B. Senkschrauben, mit dem die Laufradnabe 9 mit der Laufradhaube 10 lösbar verbunden werden kann. Damit ist es möglich einen Teil der Laufradschaufel 2a mit der Laufrad- haube 10 vom restlichen Laufrad abzunehmen, wodurch die Zugänglichkeit im axialen Bereich des Laufrades 1, z. B. zur Laufradbefestigung 8, verbessert wird. Selbstverständlich wäre auch jede andere Verbindung zwischen Laufradhaube 10 bzw. Laufrad 1 und Laufradnabe 9 denkbar.
Die Ansicht Y der Fig. 1 zeigt die Laufradhaube 10 in einer axialen Ansicht, wobei in diesem Beispiel alle Laufradschaufeln 2 geteilt ausgeführt sind, was, wie weiter unten noch beschrieben wird, jedoch nicht notwendiger Weise der Fall sein muss.
Der Schnitt X - X durch die Verbindungslinie der Laufradschaufelteile der Fig. 1 zeigt, dass die einzelnen Teile durch ein geeignetes Verbindungsmittel 12, wie hier z. B. Senkschrauben, auch entlang der Verbindungslinie miteinander verbunden werden können, was das Betriebsverhalten der Laufradschaufeln 2, vor allem hinsichtlich Schwingungsverhalten und Stabilität, verbessert.
Selbstverständlich könnten anstelle von Senkschrauben 11, 12 auch beliebige andere geeigne- te Verbindungsmittel zur Anwendung kommen.
Eine herkömmliche Laufradschaufel 2 einer hydraulischen Maschine nach Fig. 2 ist zwischen einer inneren 3 und äusseren Deckscheibe 6 angeordnet und weist eine Eintritts- 4 und eine Aus- trittskante 5 auf, die an den vier Kontaktpunkten A, B, C und D die innere 3 und äussere Deckschei- be 6 schneiden.
Benachbarte Laufradschaufeln 1 bilden einen Strömungskanal, der vom Betriebsmedium, bei- spielsweise Wasser, durchströmbar ist. Für eine hydraulischen Maschine ergäbe sich eine Strö- mung von der Eintrittskante 4, z. B. von einem hier nicht dargestellten, hinlänglich bekannten Spi- ralgehäuse und einem Leitapparat, zur Austrittskante 5 und weiter zu einem hier ebenfalls nicht dargestellten, hinlänglich bekannten Saugrohr, welches in ein Unterwasser mündet. Für eine Pumpe oder Pump-Turbine im Pumpbetrieb würde sich die Strömungsrichtung entsprechend umkehren, hier also von Austrittskante 5 zur Eintrittskante 3. Durch die Strömung des Betriebsme- diums wird das Laufrad 1 in Rotation gesetzt (bei einer Turbine) bzw. durch die Rotation des Lauf- rades 1 wird Betriebsmedium gefördert (bei einer Pumpturbine in Pumpbetrieb).
Die Drehachse der Turbine ist durch die strichpunktierte Linie angedeutet.
Die Laufradschaufel 1 ist in den meisten Fällen nicht eben, sondern kann grundsätzlich eine beliebige räumliche Krümmung aufweisen, wie in Fig. 4 angedeutet, in der eine Ansicht einer Laufradschaufel 2 in axialer Richtung der Drehachse dargestellt ist. Man erkennt, dass die Kon- taktpunkte C (bzw. G), D der Eintrittskante 4 (bzw. 4a) an der inneren Deckscheibe 3 und an der äusseren Deckscheibe 6 bezüglich der Drehachse der Turbine einen zirkumferentialen Abstand #E aufweisen können, also bezogen auf die axiale Richtung der Drehachse nicht auf einer radialen
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Linie durch die Drehachse zu liegen kommen, sondern in einem bestimmten Winkel zueinander angeordnet sind. Das Gleiche kann natürlich auch für die Kontaktpunkte B (bzw.
F), A der Aus- trittskante 5 (bzw. 5a) an der inneren 3 und äusseren Deckscheibe 6 gelten, wo ein zirkumferentia- ler Abstand #A vorgesehen werden kann. Für das Kavitationsverhalten der Turbine ist dabei güns- tig, wenn dieser zirkumferentiale Abstand #A der Kontaktpunkte B (bzw. F), A der Austrittskante 5 (bzw. 5a) grösser wie der radiale Abstand #E der Kontaktpunkte C (bzw. G), D der Eintrittskante 4 (bzw. 4a) gewählt wird. Ein bevorzugter Wert für #A ist dabei 15 oder grösser.
Ausserdem erkennt man in Fig. 4, dass die Kontaktpunkte D, A an der äusseren Deckscheibe 6 in Drehrichtung gesehen vor den entsprechenden Kontaktpunkten B (bzw. F), C (bzw. G) an der inneren Deckscheibe angeordnet sind.
In Fig. 3 ist nun schematisch ein Laufrad 1 dargestellt dessen Laufradschaufeln 1 wieder zwi- schen einer inneren 3 und äusseren Deckscheibe 6 angeordnet sind und wieder einen Strömungskanal für das Betriebsmedium bilden.
Bei diesem Laufrad 1 sind nun jedoch die Eintrittskante 4 und die Austrittskante 5 jeder zweiten oder dritten Laufradschaufel 2 bezogen auf die Drehachse der Turbine teilweise nach aussen gezogen (bzw. nach innen gezogen, je nach Sichtweise). D. h., dass nach wie vor ein Teil der Laufradschaufeln 2 herkömmlich, wie in Fig. 1 beschrieben, begrenzt werden, also von einer Eintrittskante 4 zwischen den Kontaktpunkten C und D, einer Austrittskante 5 zwischen den Kon- taktpunkten A und B, sowie der inneren 3 und äusseren Deckscheibe 6. Jede zweite oder dritte Laufradschaufel 2 weicht von dieser Begrenzung ab.
Die Eintrittskante 4 zweier benachbarter Laufradschaufeln 2,2' verläuft ausgehend vom Kontaktpunkt D zwischen Eintrittskante 4 und äusserer Deckscheibe 6 bis zu einem beliebigen Punkt H auf der Eintrittskante 4 gleich, ab diesem Punkt H ist die Eintrittskante 4a bezüglich der Drehachse nach aussen gezogen, d. h. dass der Kontaktpunkt G der Eintrittskante 4a der Laufradschaufel 2 an der inneren Deckscheiben 3 einen grösseren Radius aufweist, wie der entsprechende Kontaktpunkt C der benachbarten Laufradschaufel 2'.
An der Austrittskante 5 gilt das oben gesagte analog. Die Austrittskanten 5 der unmittelbar be- nachbarten Laufradschaufeln 2,2' decken sich im Wesentlichen zwischen einem Kontaktpunkt A an der äusseren Deckscheibe 6 und einem beliebigen Punkt E auf der Austrittskante 5. Ausgehend von diesem Punkt E ist die Austrittskante 5a jeder zweiten oder dritten Laufradschaufel 2 nach aussen gezogen (bzw. nach innen gezogen, je nach Sichtweise), d. h. dass der Kontaktpunkt B der Austrittskante 5a der Laufradschaufel 2 an der inneren Deckscheibe 3 einen grösseren Radius aufweist, wie der entsprechende Kontaktpunkt F der benachbarten Laufradschaufel 2'.
Die Begrenzung eines Teiles der Laufradschaufeln 2 verläuft somit zwischen den Kontaktpunk- ten C und D, die die Eintrittskante 4 bilden, sowie den Kontaktpunkten A und B, die die Austritts- kante 5 bilden, wie bei herkömmlichen Schaufeln, und die Begrenzung jeder zweiten oder dritten Laufradschaufel 2' verläuft zwischen den Punkten D, H und G, die die Eintrittskante 4a bilden und den Punkten A, E und F, die die Austrittskante 5a bilden.
Die obige Beschreibung ist selbstverständlich lediglich beispielhaft. Es wäre natürlich auch denkbar, nur die Eintrittskante 4 oder nur die Austrittskante 5 oder Ein- 4 und Austrittskante 5 abwechselnd abschnittsweise nach aussen zu ziehen.
Die Punkte E und H können darüber hinaus an einer beliebigen Position auf der Austritts- 5 bzw. Eintrittskante 4 angeordnet sein, insbesondere könnten diese Punkte E und H in einer erfin- dungsgemässen Ausführung auch mit den Kontaktpunkten A und D an der äusseren Deckscheibe 6 zusammenfallen.
Durch diese abwechselnd unterschiedlich verlaufenden Austrittskanten 5,5a können die Lauf- radschaufeln 2,2' sehr nahe an die Drehachse der Turbine herangebracht werden, d. h. dass die Kontaktpunkte F der Austrittskanten 5 an der inneren Deckscheibe 3 sehr kleine Durchmesser aufweisen können. Insbesondere lässt sich ein Radiusverhältnis rF/rA an der Austrittskante 5 von kleiner oder gleich 0. 2 erzielen, was bisher problematisch, wenn überhaupt möglich, war.
Wird die Austrittskante 5 im Bereich der inneren Deckscheibe 3 sehr nahe an die Drehachse herangeführt, kann es unter Umständen zu Platzproblemen mit der Befestigung des Laufrades 1 an der Welle 7 kommen. Um dieses Problem zu lösen, könnte man z. B., wie zu Fig. 1 bereits beschrieben, zumindest die Laufradschaufeln 2' die nahe an die Drehachse heranreichen zweitei- len und den Laufradschaufelteil der durch die Punkte E, F, B markiert ist auf der Laufradhaube 10
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anordnen. Es könnte natürlich die Laufradschaufel 2 auch an jeder anderen beliebigen Stelle geteilt werden, was den erfinderischen Charakter nicht verändern würde. Erst nach der Montage des Laufrades 1 würde dann die Laufradschaufeln 2 komplett ausgebildet sein.
Um die Montage zu erleichtern, wäre es auch denkbar an der Laufradhaube 10 und/oder an der Laufradnabe 9 Zentne- rungshilfen, wie z. B. eine Nut und ein Keil oder ähnliches, vorzusehen.
Wäre beispielsweise nur jede zweite Laufradschaufel 2, wie oben beschrieben, in Richtung der Drehachse verlängert, z. B. um den Laufradschaufelteil zwischen den Punkten E, F und B, so könnte es auch ausreichen, nur diese verlängerten Laufradschaufel 2 zu teilen, wodurch die Lauf- radhaube 10 einfacher gefertigt werden könnte.
PATENTANSPRÜCHE:
1. Laufrad einer hydraulischen Maschine, vorzugsweise vom Überdrucktyp, wie z. B. eine
Francis-Turbine, Francis-Pumpturbine oder Radial- bzw. Diagonalpumpe, mit einer Anzahl von Laufradschaufeln (2), wobei zumindest eine Laufradschaufel (2) geteilt ausgeführt ist und zumindest zwei Laufradschaufelteile (2,2a) voneinander lösbar angeordnet sind, da- durch gekennzeichnet, dass zumindest ein Teil (2a) der Laufradschaufel an einer vom
Laufrad (1 ) lösbaren Laufradhaube (10) angeordnet ist.
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The subject application relates to an impeller of a hydraulic machine, preferably of the overpressure type, such. As a Francis turbine, Francis pump turbine or radial or
Diagonal pump, with a number of impeller blades, wherein at least one impeller blade is designed divided and at least two impeller blade parts are arranged detachably from each other, and a method for producing such an impeller.
An impeller of a hydraulic machine, such. As a Francis turbine or pump turbine, has a plurality of impeller blades, each two blades a flow channel for a working medium, eg. B. water, through which the operating medium flows during operation of the hydraulic machine and so the rotor is set in rotation. The production of such a rotor is very expensive due to the complex geometric shapes of the impeller blades.
To the production of the runner, z. B. by welding, etc., and / or a corresponding processing of the surfaces, eg. By grinding, polishing, etc., by means of processing machines, e.g.
Robots, etc., the impeller blades must not be too close to each other.
In addition, with closely adjacent blade regions there is always the danger that alluvial material gets stuck in the impeller and thus impairs the operation, or even necessitates the shutdown of the hydraulic machine.
On the other hand, in the area of the trailing edge (= leading edge in the case of a pump turbine in pumping operation), a small radius on the inner cover disk is desired for the impeller blades, since this is advantageous for operation, especially at operating points away from the delivery operating point.
For a small radius, for example, the vortex formation at the outlet of the impeller in part load ranges would improve significantly. Many wheels also have an impeller hood in order to continue to control the flow after exiting the impeller blade, which would make it difficult or even impossible to mount the impeller on the shaft at such small radii. At the impeller outlet, a high number of blades and small diameters leads to very tight space conditions. On the other hand, a small blade number at the impeller inlet leads to long distances and high load and cavitation at the impeller inlet.
To eliminate this fundamental contradiction, wheels were z. B. manufactured such that every second or third blade was carried out in the entire outlet region of the impeller blades shorter than the adjacent impeller blades, so-called "splitter blade runner", and the impeller blades were all left the same in the entry area. The advantage of this embodiment is that more space has thus been created in the exit area, with the above disadvantages being substantially eliminated. However, the risk of cavitation increases in the area of the outer cover disk between the middle of the blade and the outlet edge, since the blade loads increase there due to the partially reduced blade lengths.
US Pat. No. 6,135,716, in turn, discloses a rotor of a Francis turbine, in which the cavitation behavior has been improved by shaping the entry and exit edges of the impeller blades with respect to the axis of rotation of the turbine. The lengths of all rotor blades are left the same, thus corresponding to a conventional impeller.
However, this again results in the above-mentioned disadvantages in terms of manufacturing and operation away from the design.
DE 198 03 390 C1 shows an impeller which consists of a plurality of individual impellers in order to obtain a particularly adaptable impeller, which achieves the highest possible efficiency for a very wide range of operating conditions. However, such an impeller requires a very high production cost.
The manufacture of impellers may be simplified by assembling the impeller and / or impeller vanes from a plurality of separate parts. Examples of this can be found in DE 19 44 360 A or US Pat. No. 6,155,783 A.
In all of these variants, however, the problem of mounting or mounting the wheel in impellers with impeller blades which are brought very close to the axis of rotation of the hydraulic machine, which indeed improves the operation of the hydraulic machine in partial load ranges, remains.
It is therefore an object of the present application to provide an impeller of a hydraulic machine which enables simple assembly of the impeller even in the case of very small impeller blade diameters in the region of the inner cover disk.
This object is achieved by the subject invention, by at least a part of
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Impeller blade is arranged on a detachable from the impeller impeller cover.
By dividing the impeller blade, it is now possible to detach part of the impeller blade from the remainder of the impeller, thereby making the connection between impeller and shaft accessible. But even very small impeller blade diameter can be realized without restrictions.
The impeller hood is particularly well suited for receiving at least a portion of the impeller blades, as this is usually made detachable from the impeller to facilitate the assembly. In addition, the impeller cover is a more compact and easy-to-handle component than the rest of the impeller, making it easy to install the impeller with the split impeller blades.
For this purpose, it is also favorable to detachably connect the impeller hood directly to the impeller hub by means of a connecting means, which also facilitates assembly.
An especially easy to manufacture impeller is obtained when the impeller blade is made in two parts. Thus, the impeller can be easily assembled.
In order to improve the performance of a split runner bucket, it is beneficial to connect the individual parts of the runner bucket together. As a result, the vibration behavior of the impeller blade can be significantly improved by increasing the stability.
A particularly advantageous impeller results when a contact point between the inner cover disc and the leading edge and / or a contact point between the inner cover disc and the exit edge of at least one first impeller blade has a larger radius relative to the axis of rotation of the hydraulic machine than the corresponding contact points of an immediately adjacent impeller second impeller blade, wherein the contact points between the outer cover plate and the inlet and the outlet edge of the first and second impeller blades have substantially the same radius.
This makes it possible, on the one hand, to realize very small radii in the exit region of the impeller on the inner cover plate, without causing production problems or problems due to a too narrow blade arrangement. On the other hand, the load in the areas of high blade load, ie in the contact area of the blade with the outer cover plate is not, or only slightly increased, since the contact lengths are not changed in these areas compared to conventional wheels, so that no deterioration in terms of cavitation Operation results.
Hydraulically and manufacturing technology, it is advantageous if the inlet and outlet edges of a first and second impeller blade of the rotor are at least partially formed the same, the edges preferably formed the same between the contact point on the outer cover plate and any point on the entrance or exit edge are.
In order to operate the hydraulic machine smoothly even in partial load ranges, the ratio between the smallest radius of a contact point of the trailing edge with the inner shroud of a blade and the radius of the contact point of the trailing edge with the outer shroud of this blade is less than or equal to 0.4, preferably less than or equal to 0.2, predetermined. This ensures that the outlet vortex is reduced from the impeller and the hydraulic machine can operate properly even in partial load ranges.
The number of impeller vanes of the impeller is advantageously selected to be divisible by two or three, in which case every second or third impeller vane has different entry and / or exit edges, resulting in great manufacturing advantages, at least in the region of small radii, since this results in individual impeller blades are easily editable.
For hydraulic reasons, it is favorable to have the contact point between the outlet edge and inner cover plate of at least one blade in the axial direction below the center of the leading edge of this blade and with respect to the direction of rotation of the impeller the contact points of the entry and exit edge with the outer cover plate of at least one blade to arrange the corresponding contact points of the entry and exit edges with the inner cover plate of this blade.
Additional improvements in the hydraulic behavior of the machine result when, with respect to the axis of rotation of the impeller, the radial distance between the contact points of the trailing edge with the outer and inner shroud of at least one blade greater than the radial distance between the contact points of the leading edge with the outer and inner shroud this Blade is, advantageously greater than 10, preferably greater than 15. Amongst other things
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Thus, the cavitation behavior of the hydraulic machine can be further improved.
The present invention will now be described with reference to the following schematic, non-limiting Figures 1 to 4, wherein the
1 is an inventive impeller,
2 shows an impeller blade of a conventional impeller of a hydraulic machine,
Fig. 3 impeller blades of a hydraulic machine with different entry and exit edges and
Fig. 4 shows a view in the axial direction of an impeller blade.
An impeller 1 a positive pressure turbine, such. As a Francis turbine or pump turbine, is usually as shown in Fig. 1 via an impeller hub 9 by means of a suitable fastening means 8, here z. B. a screw connection, connected to the shaft 7, so that the rotational movement of the impeller 1 is transmitted to the shaft 7, or vice versa in a pump turbine in pumping operation. The impeller 1 also has an inner 3 and outer cover plate 6, between which at least partially the impeller blades 2 are arranged. The impeller blades 2 can be attached to the cover disks 3, 6 by any method, in practice often by welding, but could also be cast as one part.
In extension of the impeller hub 9, an impeller hood 10 is arranged, on which a part of the impeller blade 2a is attached, for. B. again by welding. Likewise, the impeller hood 10 could be molded with the impeller blade portion 2a as a part. The impeller blade 2 is thus divided into two, wherein the two parts are detachable from each other. For this purpose, a connecting means 11 is provided here z. B. countersunk screws, with which the impeller hub 9 can be releasably connected to the impeller hood 10. This makes it possible to remove part of the impeller blade 2a with the impeller hood 10 from the remaining impeller, whereby the accessibility in the axial region of the impeller 1, z. B. to the wheel 8, is improved. Of course, any other connection between impeller hood 10 and impeller 1 and impeller hub 9 would be conceivable.
The view Y of Fig. 1 shows the impeller hood 10 in an axial view, in this example, all the impeller blades 2 are made split, which, as will be described below, but not necessarily the case must be.
The section X - X through the connecting line of the impeller blade parts of Fig. 1 shows that the individual parts by a suitable connecting means 12, as here z. B. countersunk screws, also along the connecting line can be connected to each other, which improves the performance of the impeller blades 2, especially with regard to vibration behavior and stability.
Of course, any other suitable connecting means could be used instead of countersunk screws 11, 12.
A conventional impeller blade 2 of a hydraulic machine according to FIG. 2 is arranged between an inner 3 and outer cover disk 6 and has an entry 4 and an exit edge 5, which at the four contact points A, B, C and D, the inner third and outer cover 6 cut.
Adjacent impeller vanes 1 form a flow channel through which the operating medium, for example water, can flow. For a hydraulic machine, there would be a flow from the leading edge 4, e.g. For example, from a not shown here, well-known Spi ralgehäuse and a nozzle, to the trailing edge 5 and on to a here also not shown, well-known suction pipe, which opens into an underwater. For a pump or pump turbine in pumping operation, the flow direction would reverse correspondingly, ie here from the outlet edge 5 to the inlet edge 3. The flow of the operating medium causes the impeller 1 to rotate (in the case of a turbine) or due to the rotation of the turbine Impeller 1 is pumped operating medium (in a pump turbine in pump mode).
The axis of rotation of the turbine is indicated by the dotted line.
The impeller blade 1 is not flat in most cases, but may in principle have any spatial curvature, as indicated in Fig. 4, in which a view of an impeller blade 2 is shown in the axial direction of the axis of rotation. It can be seen that the contact points C (or G), D of the leading edge 4 (or 4a) on the inner cover disk 3 and on the outer cover disk 6 with respect to the axis of rotation of the turbine can have a circumference distance #E, that is to say on the axial direction of the axis of rotation not on a radial
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Line come to lie through the axis of rotation, but are arranged at a certain angle to each other. The same can of course also for the contact points B (resp.
F), A of the exit edge 5 (or 5a) on the inner 3 and outer cover plate 6, where a circumference distance #A can be provided. For the cavitation behavior of the turbine, it is favorable if this circumference distance #A of the contact points B (or F), A of the exit edge 5 (or 5a) is greater than the radial distance #E of the contact points C (or G). , D of the leading edge 4 (or 4a) is selected. A preferred value for #A is 15 or greater.
In addition, it can be seen in FIG. 4 that the contact points D, A on the outer cover disk 6 are arranged in the direction of rotation in front of the corresponding contact points B (or F), C (or G) on the inner cover disk.
FIG. 3 schematically shows an impeller 1 whose impeller blades 1 are again arranged between an inner 3 and outer cover disk 6 and again form a flow channel for the operating medium.
In this impeller 1, however, the leading edge 4 and the trailing edge 5 of each second or third impeller blade 2 are now partially pulled outward (or pulled inwards, depending on the point of view) with respect to the axis of rotation of the turbine. This means that part of the impeller blades 2 are still delimited traditionally, as described in FIG. 1, that is to say from an entry edge 4 between the contact points C and D, an exit edge 5 between the contact points A and B, and the inner 3 and outer cover plate 6. Each second or third impeller blade 2 deviates from this limitation.
The leading edge 4 of two adjacent impeller blades 2,2 ', starting from the contact point D between the leading edge 4 and the outer cover plate 6 to an arbitrary point H on the leading edge 4 is the same, from this point H the leading edge 4a is pulled outwards relative to the axis of rotation, d , H. the contact point G of the leading edge 4a of the impeller blade 2 on the inner cover disks 3 has a larger radius than the corresponding contact point C of the adjacent impeller blade 2 '.
At the exit edge 5, the above applies analogously. The exit edges 5 of the immediately adjacent impeller blades 2, 2 'essentially coincide between a contact point A on the outer cover disk 6 and an arbitrary point E on the exit edge 5. Starting from this point E, the exit edge 5a is every second or third impeller blade 2 pulled outwards (or pulled inwards, depending on the point of view), d. H. the contact point B of the outlet edge 5a of the impeller blade 2 on the inner cover disk 3 has a larger radius than the corresponding contact point F of the adjacent impeller blade 2 '.
The boundary of a part of the impeller blades 2 thus extends between the contact points C and D, which form the leading edge 4, and the contact points A and B, which form the exit edge 5, as in conventional blades, and the boundary of every second or The third impeller blade 2 'extends between the points D, H and G forming the leading edge 4a and the points A, E and F forming the trailing edge 5a.
The above description is, of course, merely exemplary. Of course, it would also be conceivable to pull only the leading edge 4 or only the trailing edge 5 or the trailing edge 4 and the trailing edge 5 alternately in sections to the outside.
Moreover, the points E and H can be arranged at an arbitrary position on the exit 5 or entry edge 4; in particular, these points E and H could also coincide with the contact points A and D on the outer cover disk 6 in an embodiment according to the invention ,
As a result of these alternatingly different outlet edges 5, 5a, the rotor blades 2.2 'can be brought very close to the axis of rotation of the turbine, i. H. the contact points F of the exit edges 5 on the inner cover disk 3 can have very small diameters. In particular, a radius ratio rF / rA at the trailing edge 5 of less than or equal to 0. 2 can be achieved, which has hitherto been problematic, if at all possible.
If the trailing edge 5 in the region of the inner cover disk 3 is brought very close to the axis of rotation, space problems with the attachment of the impeller 1 to the shaft 7 may possibly occur. To solve this problem, you could z. For example, as already described with reference to FIG. 1, at least the impeller blades 2 'extend close to the axis of rotation and the impeller blade part is marked by the points E, F, B on the impeller cover 10
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Arrange. It could, of course, the impeller blade 2 also be shared at any other arbitrary point, which would not change the inventive character. Only after the assembly of the impeller 1 would the impeller blades 2 be completely formed.
To facilitate assembly, it would also be conceivable on the impeller hood 10 and / or on the impeller hub 9 aiding aids, such. As a groove and a wedge or the like to provide.
For example, if only every other impeller blade 2, as described above, extended in the direction of the axis of rotation, z. For example, to the impeller blade part between the points E, F and B, so it might also be sufficient to share only this extended impeller blade 2, whereby the impeller hood 10 could be made easier.
CLAIMS:
1. impeller of a hydraulic machine, preferably of the overpressure type, such as. Legs
Francis turbine, Francis pump turbine or radial or diagonal pump, with a number of impeller blades (2), wherein at least one impeller blade (2) is designed split and at least two impeller blade parts (2,2a) are detachably arranged from each other, thereby characterized in that at least a part (2a) of the impeller blade at one of
Impeller (1) releasable impeller hood (10) is arranged.