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WO2012116880A1 - Resonatorschalldämpfer für eine radiale strömungsmaschine, insbesondere für einen radialverdichter - Google Patents

Resonatorschalldämpfer für eine radiale strömungsmaschine, insbesondere für einen radialverdichter Download PDF

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Publication number
WO2012116880A1
WO2012116880A1 PCT/EP2012/052160 EP2012052160W WO2012116880A1 WO 2012116880 A1 WO2012116880 A1 WO 2012116880A1 EP 2012052160 W EP2012052160 W EP 2012052160W WO 2012116880 A1 WO2012116880 A1 WO 2012116880A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
radial
diffuser
substantially annular
groove
circumferential groove
Prior art date
Application number
PCT/EP2012/052160
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Sven KÖNIG
Original Assignee
Siemens Aktiengesellschaft
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Siemens Aktiengesellschaft filed Critical Siemens Aktiengesellschaft
Priority to EP12704743.9A priority Critical patent/EP2681454B1/de
Priority to RU2013144381/06A priority patent/RU2587814C2/ru
Priority to CN201280011587.5A priority patent/CN103403359B/zh
Priority to US14/002,792 priority patent/US9086002B2/en
Publication of WO2012116880A1 publication Critical patent/WO2012116880A1/de

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    • F01D1/00—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines
    • F01D1/02—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines with stationary working-fluid guiding means and bladed or like rotor, e.g. multi-bladed impulse steam turbines
    • F01D1/06—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines with stationary working-fluid guiding means and bladed or like rotor, e.g. multi-bladed impulse steam turbines traversed by the working-fluid substantially radially
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/96—Preventing, counteracting or reducing vibration or noise

Definitions

  • Resonator silencer for a radial flow machine, in particular for a centrifugal compressor
  • the invention relates to a diffuser for a radial Strö ⁇ tion machine, in particular for a centrifugal compressor.
  • Such radial compressors consist of a compressor stage forming, rotating about a rotation axis impeller with a - with respect to the axis of rotation of the impeller - axial inlet and a radial outlet.
  • Gas to be compressed flows axially into the impeller of the compressor stage and is then deflected outwards (radially, radially), leaving the impeller at high speed.
  • Kinetic energy of the high-velocity gas to be compressed is then converted into potential energy in the form of pressure in a diffuser.
  • Such a diffuser is usually formed by two non-rotating, an annular cavity or an annular space forming rings, which annular space radially adjoins the impeller outlet and which rings or annular Wän ⁇ de / side surface of the impeller outlet radially anschlie ⁇ Shen and perpendicular to the axis of rotation or to this at a very obtuse angle are (radial annular space walls / radial sides ⁇ surfaces).
  • the gas exiting the impeller is guided radially outward in this annular space between these two annular walls and reaches a collector.
  • diffusers have wings, ie blading, for steering and better controlling the slowing down of the flow.
  • the dominant sound sources in a Radi ⁇ alver disguiser are typically caused generated at the location of the impeller and the diffuser input or any diffuser show fine by the high speed of the back ⁇ by these regions fluids flowing through as well as by an interaction of rotor and stator components.
  • Mufflers in general are devices for reducing noise emissions. Different types of silencers are distinguished, which reduce a generated sound power due to different mechanisms of action. For example, a distinction is made between absorption and reflection / resonator silencers.
  • An absorption silencer as it is known for a radial compressor, for example from EP 1602810 Al containing material is porous (absorption), partly from ⁇ sorbed generally Steinwol ⁇ le, glass wool or fiberglass, the sound energy, that is, converts it into heat.
  • Absorption in the muffler mainly dampens upper frequencies of the sound medium.
  • Absorption mufflers have the disadvantage that they are generally unsuitable for high pressures, since - in conjunction with the high pressures - high energy inputs act on the absorption ⁇ material or high heat inputs are absorbed by the Absorpti ⁇ onsmaterial, resulting in damage to the porous Material, as can lead to a dissolution of the absorbent material.
  • Resonator silencers or reflection silencers which use the principle of sound reflection, usually contain a plurality of cavities or chambers, in which the
  • Sound medium passes, which leads to reflections.
  • the multiple passages through the chambers of the chambers through the sound medium leads to a reduction of sound pressure peaks of different frequencies. These reflections are - constructively - generated by baffles, Queritesserweite ⁇ ments and -Zerengept. By reflection, any frequencies of the sound medium can be damped in the muffler.
  • Such a resonator silencer based on a Helmholtz resonator principle, for a radial compressor is known from EP 1 356 168 B1 or from EP 1 443 217 A2.
  • the local diffuser has an acoustic lining in the form of a field with numerous holes, which act as Helmholtz resonators on.
  • a radial turbine In addition to such a radial compressor, a radial turbine is known as a further form of a radial flow machine.
  • Such a radial turbine such as from the
  • the dominant sound sources in a Radi be ⁇ typically alturbine at the location of the impeller and a turbine wheel (both hereinafter also referred to as an impeller NAMED) generated leitkranzes or any Leitkranzschaufeln and an upstream turbine to the turbine wheel.
  • the object is achieved by a diffuser for a radial Strö ⁇ tion machine, in particular a centrifugal compressor, with the features of the independent claim.
  • This diffuser has a substantially annular cavity, an annular space, which is bounded at least by a first radial side surface. According to the invention, at least one substantially annular circumferential groove is formed in this side surface.
  • This at least one substantially annular circumferential, groove open to the annular space acts as an acoustic resonator, in particular lambda / 4 - resonator, shortly hereinafter also just resonator - so that the groove passing sound waves, the same Have frequency as an (acoustic) natural or resonant frequency of this groove, reflected in a region of Nutausgangs and thus a sound propagation over the groove or the resonator away are reduced.
  • the sound propagation reduced in the annular space and an effective sound damping in the diffuser - and the radial flow machine or of the centrifugal compressor - ⁇ reached the.
  • a selected geometry or dimensioning of the substantially annular circumferential groove in particular by a depth of the groove, by a width / height of the groove or the Nutausgangs, by a radial position of the groove in the radii ⁇ lateral side surface, eigenmode (eigenmode ) or knot diameter and natural or resonant frequency of the groove determined.
  • the configuration or the (three-dimensional) geometry of the circumferential groove - in itself - are so far no limits, as formed by the circumferential groove, a cavity or a cavity, which acts as an acoustic resonator.
  • circumferential grooves with any groove shapes such as circumferential grooves with a rectangular, V-shaped or trapezoidal cross-section, circumferential grooves with outwardly slanted wall and / or circumferential grooves as dovetail and / or circumferential grooves with - have area or completely - smooth and / or curved walls and / or circumferential grooves with undercuts and / or be realized with chambers. Wavy circumferential grooves or circumferential grooves with a stepped groove bottom are also possible.
  • the natural acoustic frequency and the natural shape of the groove on a sound wave to be reflected are tuned - and thus targeted Frequencies - via the dimensioning of the groove - attenuated who
  • the shape of these passing acoustic pressure patterns can be estimated, for example, via analytical correlations, such as according to a formula according to Tyler & Sofrin.
  • the geometry of a circumferential groove is easy to manufacture and provides due to the smaller number of free parameters, such as height, width, depth, or shape of the possibility of Einbin ⁇ dung in an optimization process.
  • the invention achieves a robust maintenance-free (sound damping) solution that is not subject to wear even at high pressures and temperatures. It offers ⁇ a significant advantage over based on absorbent material approaches.
  • the "silencer" according to the invention near the sound source (impeller and possibly bladed diffuser / possibly bladed Leitkranz) is used, with proper Dimensionie ⁇ tion and the excitation of the impeller can be reduced by acoustic pressure pattern.
  • the at least one first radial side surface has a plurality of essentially annular, in particular concentric, grooves lying on one another. Through several such circumferential grooves, the efficiency of the muffler can be increased.
  • circumferential grooves may particularly preferably be formed in such a way excluded that these respectively different dimensioning ⁇ stanchions, in particular different depth and / or width have.
  • ⁇ stanchions in particular different depth and / or width have.
  • the depth and the width of the circumferential grooves each become smaller.
  • Damping of sound emissions in the radial flow machine For example, a frequency band to be damped of 700 Hertz - 2000 Hertz, 700 Hertz - 4000 Hertz or 700 Hertz - 6000 Hertz can be realized.
  • the efficiency of the "Resonatorschalldämpfers" can be further increases overall, if the annular cavity is delimited by one of the first radial side face axially opposite, second radial face, said second radial side face also has a substantially annular umlau ⁇ Fende groove or - for further increase the efficiency - a plurality of substantially annular circumferential, in particular concentric with each other, grooves has.
  • the one substantially annular circumferential groove of the first radial side surface of a substantially annular circumferential groove of the second radial side surface directly, ie axially opposite to the same radial height.
  • the one substantially annular circumferential groove of the first radial side surface of a substantially annular circumferential groove of the second radial side surface radially offset, that is opposite to different radial height. This may be particularly advantageous if, due to arranged in the annular cavity or annulus elements, such as a blading, a place for a "unmit ⁇ telbar axially opposite arrangement" of the circumferential grooves is not available.
  • Such a directly axially opposing arrangement as well as a radially offset arrangement of circumferential grooves can also be provided in each case with a plurality of essentially annular, concentric grooves in the two radial side surfaces.
  • the space conditions in the annular space may exclusively be decisive to watch instead of a "immediately axially ge ⁇ genüberode arrangement" radially offset motivationnuten before ⁇ .
  • the natural frequency of the at least one essentially annular circumferential groove is tuned to a frequency to be reflected.
  • the to be reflected frequency can a wellgelradumlauffrequenz ( "blade passing frequency") of a centrifugal compressor or a second harmonic or third harmonic or fourth harmonic to the wellgelradumlauffre acid sequence of the centrifugal compressor to be also the egg ⁇ genform the at least one is preferred in.
  • the substantially annular cavity has a blading.
  • the at least one essentially annular circumferential groove or a plurality of such circumferential grooves is or are arranged in an area of the blading in the annular space.
  • the at least one substantially annular circumferential groove or a plurality of such fangsnuten outside the region of the Beschauflung is arranged in a ring or are spatial.
  • the at least one substantially annular circumferential groove has interruptions. This can be provided, for example, when the annular space has a blading, which prevents a fully ⁇ constantly circumferential groove.
  • the "(resonator) silencer" - as a local diffuser - is used or realized in a radial compressor.
  • the "silencer” can be used in a radial turbine at a turbine runner upstream of a turbine runner of the radial turbine or implemented there.
  • Turbomachine a centrifugal compressor, with egg nem resonator silencer according to an embodiment form
  • Turbomachine a centrifugal compressor, with egg nem resonator silencer according to another imple mentation form
  • FIG. 3 shows a sketch of a sectional view of a radial
  • Turbomachine a centrifugal compressor, with egg nem resonator silencer according to another imple mentation form
  • FIGS. 1 to 3 show various embodiments of centrifugal compressors 100, each with a resonator muffler 1 realized or integrated in the diffuser.
  • Such radial compressors 100 as shown have an impeller 10 which rotates about an axis 11 at high speed.
  • the impeller 10 has a hub 12 and radially thereof abste ⁇ rising blades. 13
  • the hub 12 has a first portion 12a which is substantially cylindrical, a transition region 12b, in which the hub radius expands, and an end portion 12c which extends We ⁇ sentlichen perpendicular to the axis. 11
  • the - with flow direction 3 - axially flowing gas 2 is rotated by the impeller 10 in rotation and leaves the impeller 10 in the radial flow direction 3 to the axis 11 and at an obtuse angle to the axis eleventh
  • the blades 13 are attached to a common back plate 14 of the hub 12.
  • the impeller 10 is located in a housing 15, the wall 16 of the outer contour of the impeller is fitted.
  • the fan formed by the impeller 10 has an axial inlet 17 and a radial outlet 18 extending around the circumference of the impeller 10.
  • the diffuser 20 connects, which is fixedly connected to the housing 15 and does not rotate.
  • the diffuser 20 has a substantially radial support wall 21, to which vanes 22 (diffuser blades) are attached, which guide the flow passing through the outlet 18.
  • the radial supporting wall of the diffuser 20 at a distance overall axially genübereaud is a further substantially ra ⁇ Diale wall 23, whereby the diffuser 20 has an annular, occupied by the blading 22 space, the annular space 30 is formed.
  • the wings 22 extend substantially radially to the axis 11. Between the wings 22 diffuser channels are formed, the cross-sectional area increases from the inside to the outside.
  • the object of the diffuser 20 is to that of the running wheel 10 accelerated gas having a high kinetic energy, to slow down and release the kinetic energy to pressure to ⁇ .
  • piping ⁇ system 29 pressure side 27
  • centrifugal compressors 100 as shown cause high levels of noise emissions that can (noise) affect an environment of the centrifugal compressor 100, vibrations, structure-related malfunctions, as well as pipeline vibrations in / on piping systems can trigger which pipe vibrations to damage to the pipes to a Failure of the radial compressor 100 lead.
  • Dominant sound sources such emissions are generated due to the location of the blade / impeller 10 and the diffuser entrance 25 or Malawii ⁇ ger diffuser show fine 22 by the high velocity of the flowing through these regions fluids.
  • Complex, insta ⁇ tionäre, three-dimensional, rotating and / or pulsating pressure fields or sound fields are generated on the pressure side 27 and at the local pressure port 28 of the centrifugal compressor 100, the sound waves propagate undisturbed in the adjoining the pressure port 28 pipes 29 and damage described there.
  • the radial compressors 100 - as shown in FIGS. 1 to 3 - each provide a resonator muffler 1 realized or integrated in the diffuser or in the annular space 30 there.
  • one or more circumferential / annular grooves 50 running annularly about the axis 11 in the radial support wall 21 and / or in the radial Dialen wall 23 attached, which act as acoustic resonators, in particular as lambda / 4 - resonators.
  • circumferential grooves 50 can also be arranged both only in the area of the blading 22 of the diffuser or only in the area outside the blading 22 of the diffuser 20 and also in and outside the area of the blading 22 of the diffuser 20.
  • One of the two circumferential grooves 50 is arranged on the radial support wall 21. Approximately at the same radial distance from the axis 11, the second of the two circumferential grooves in the radial wall 23 is arranged. Both circumferential grooves 50, which are identical in shape, width and depth and have a U-shaped cross-section, are therefore directly, d. H. at the same radial height, axially opposite.
  • FIG. 2 shows a further embodiment of a resonator sound damper 1 in the diffuser 20, which has a multiplicity of circumferential grooves 50 which run annularly in each case concentrically with respect to the axis 11.
  • a first part of these circumferential grooves 50 is arranged on the radial support wall 21 in the region of the blading 22 of the diffuser 20.
  • This takessnu ⁇ th 50 axially, ie each at the same radial height or in each case the same radial distance from the axis 11, opposite is a second part of the circumferential grooves 50, also four circumferential grooves 50, on the radial wall 23 - thus also in the bladed area 22 of the diffuser 20 and annulus 30 - arranged.
  • circumferential grooves 50 are identical in each case in shape, width and depth.
  • the circumferential grooves 50 become narrower and less deep. All circumferential grooves 50 have a U-shaped cross-section.
  • FIG. 3 shows a further embodiment of a Resonatorschall ⁇ damper 1 in the diffuser 20 also having a plurality of concentrically to the axis 11 annular circumferential environmental fangsnuten 50th
  • all circumferential grooves 50 in this case four circumferential grooves 50, are arranged concentrically to one another and concentric with the axis 11 on the radial wall 23 in the region of the blading 22 of the diffuser 20.
  • the width and the depth of the circumferential grooves 50 decrease.
  • the circumference fangsnuten 50 narrower or narrower and less deep.
  • All circumferential grooves 50 here too have a U-shaped cross section.
  • FIG. 4 shows by way of example an acoustic eigenmode 60 in such an annular groove 50 acting as a resonator.
  • FIG. 4 shows 24 pressure maxima 61. Furthermore, this eigen or acoustic mode 60 is characterized by 12 knot diameters 62 and a specific natural frequency. At the circumferential groove 50 passing sound waves, which are characterized by this Eigenfre ⁇ frequency are reflected and the
  • Such resonator silencers 1 as described have an extremely efficient effect, in particular because they are used close to the sound source, impeller 10 and (optionally bladed 22) diffuser 20, so that further, costly soundproofing measures, in particular for the entire piping system 29 of the radial compressor 100, can be waived.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Diffusor (20) für eine radiale Strömungsmaschine, wie einen Radialverdichter (100) oder eine Radialturbine, insbesondere für einen solchen Radialverdichter (100). Dieser Diffusor (20) weist einen im Wesentlichen ringförmigen Hohlraum (30) auf, welcher zumindest durch eine erste radiale Seitenfläche (21, 23) begrenzt wird. Erfindungsgemäß ist in dieser Seitenfläche (21, 23) mindestens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (50) ausgebildet.

Description

Beschreibung
Resonatorschalldämpfer für eine radiale Strömungsmaschine, insbesondere für einen Radialverdichter
Die Erfindung betrifft einen Diffusor für eine radiale Strö¬ mungsmaschine, insbesondere für einen Radialverdichter.
Radialverdichter sind bekannt, beispielsweise aus der
EP 1 356 168 Bl oder der EP 1 602 810 AI.
Solche Radialverdichter bestehen aus einem eine Verdichterstufe bildenden, um eine Drehachse rotierenden Lauf- bzw. Flügelrad mit einem - bezüglich der Drehachse des Laufrades - axialem Eintritt und einem radialen Austritt. Zu verdichtendes Gas strömt axial in das Laufrad der Verdichterstufe und wird dann nach außen (radial, Radialrichtung) abgelenkt, wobei es aus dem Laufrad mit hoher Geschwindigkeit austritt. Kinetische Energie des mit hoher Geschwindigkeit austretenden und zu verdichtenden Gases wird dann in einem Diffusor in potenzielle Energie in Form von Druck umgewandelt.
Ein solcher Diffusor wird meist durch zwei nichtrotierende, einen ringförmigen Hohlraum bzw. einen Ringraum ausbildende Ringe gebildet, welcher Ringraum sich an den Laufradaustritt radial anschließt bzw. welche Ringe bzw. ringförmige Wän¬ de/Seitenfläche sich an den Laufradaustritt radial anschlie¬ ßen und senkrecht zur Drehachse oder zu dieser in einem sehr stumpfen Winkel stehen (radiale Ringraumwände/radiale Seiten¬ flächen) .
Das aus dem Laufrad austretende Gas wird in diesem Ringraum zwischen diesen beiden ringförmigen Wänden radial nach außen geführt und gelangt zu einem Sammler. Häufig haben Diffusoren Flügel, d. h. eine Beschaufelung, zur Lenkung und besseren Steuerung der Verlangsamung der Strömung .
Ferner ist bekannt, dass solche Radialverdichter relativ hohe Schallemissionen bzw. Geräuschpegel verursachen, die eine (Lärm- ) Beeinträchtigung einer Umgebung des Radialverdichters darstellen. Diese Schallemissionen können darüber hinaus auch Vibrationen und strukturrelevante Fehlfunktionen auslösen.
Beispielsweise werden dominante Schallquellen in einem Radi¬ alverdichter typischerweise am Ort des Flügelrades und des Diffusoreingangs oder etwaiger Diffusorschaufein bedingt durch die hohe Geschwindigkeit der durch diese Regionen hin¬ durchströmenden Fluide sowie durch eine Interaktion von Rotor- und Statorkomponenten erzeugt.
Insbesondere ist es hier bekannt, dass Radialverdichter an einem Austritt aus dem Radialverdichter (Druckseite) , bei¬ spielsweise an dortigen Druckstutzen, komplexe, instationäre, dreidimensionale, rotierende und/oder pulsierende Druckfelder bzw. Schallfelder erzeugen, deren Schallwellen sich ungestört in an die Druckstutzen anschließende Rohrleitungen ausbreiten .
Hierbei kann es - neben den erwähnten Lärmbelastungen, Vibrationen und strukturrelevanten Fehlfunktionen - auch zu Rohrleitungsschwingungen kommen, welche zu Schäden an den Rohrleitungen bis hin zu einem Ausfall des Radialverdichters bzw. des übergeordneten, den Radialverdichter aufweisenden Systems führen können.
Die Dämpfung solcher komplexer, instationärer, dreidimensionaler, rotierender und/oder pulsierender Druckfelder bzw. Schallfelder ist technisch schwierig.
Ausgehend davon sind effiziente Schalldämpfungsmaßnahmen für solche schallemissionserzeugende Radialverdichter nötig. Verschiedene schallemissionsbegrenzende, „externe" Maßnahmen, wie Gehäuse oder Umhüllungen sind bekannt. Diese Geräuschre¬ duktionstechniken können relativ teuer sein, insbesondere wenn sie als „späteres" Zusatzprodukt angeboten werden.
Weiterhin sind „interne" Schalldämpfer zur Begrenzung von Schallemissionen bei Radialverdichtern bekannt.
Schalldämpfer im Allgemeinen sind Vorrichtungen zur Verminderung von Schallemissionen. Es werden verschiedene Bauarten von Schalldämpfern unterschieden, die aufgrund verschiedener Wirkungsmechanismen eine erzeugte Schallleistung verringern. Man unterscheidet beispielsweise Absorptions- und Reflekti- ons-/Resonatorschalldämpfer .
Ein Absorptionsschalldämpfer, wie er beispielsweise aus der EP 1 602 810 AI für einen Radialverdichter bekannt ist, enthält poröses (Absorptions-) Material, im Regelfall Steinwol¬ le, Glaswolle oder Glasfaser, das Schallenergie teilweise ab¬ sorbiert, d. h., in Wärme umwandelt. Durch Absorption werden im Schalldämpfer hauptsächlich obere Frequenzen des Schallmediums gedämpft.
Absorptionsschalldämpfer weisen den Nachteil auf, dass sie in der Regel für hohe Drücke ungeeignet sind, da - verbunden mit den hohen Drücken - hohe Energieeinträge auf das Absorptions¬ material einwirken bzw. hohe Wärmeeinträge von dem Absorpti¬ onsmaterial aufzunehmen sind, was zu Schäden am porösen Material, wie zu einer Auflösung des Absorptionsmaterials, führen kann .
Resonatorschalldämpfer bzw. Reflektionsschalldämpfer, welche das Prinzip einer Schallreflektion nutzen, enthalten dazu in der Regel mehrere Hohlräume bzw. Kammern, an denen das
Schallmedium vorbeiläuft, wobei es zu Reflektionen kommt. Beim mehrfachen Vorbeilaufen an Innenräumen der Kammern durch das Schallmedium kommt es zu einer Reduzierung von Schall- druckspitzen verschiedener Frequenzen. Diese Reflektionen werden - konstruktiv - durch Prallwände, Querschnittserweite¬ rungen und -Verengungen erzeugt. Durch Reflektion können im Schalldämpfer beliebige Frequenzen des Schallmediums gedämpft werden.
Ein solcher Resonatorschalldämpfer, basierend auf einem Helmholtz-Resonatorprinzip, für einen Radialverdichter ist aus der EP 1 356 168 Bl oder aus der EP 1 443 217 A2 bekannt. Bei diesem Radialverdichter weist der dortige Diffusor eine akustische Auskleidung in Form eines Feldes mit zahlreichen Bohrungen, welche als Helmholtz-Resonatoren wirken, auf.
Neben einem solchen Radialverdichter ist als weitere Form ei- ner radialen Strömungsmaschine eine Radialturbine bekannt.
Eine solche Radialturbine, wie beispielsweise aus der
DE 44 38 611 Cl bekannt, beruht auf einer Umkehrung des physikalischen Prinzips eines Radialverdichters und wird dement- sprechend - bei entsprechenden Komponenten wie bei einem Radialverdichter - in umgekehrter Strömungsrichtung wie bei diesem durchströmt.
Auch bei Radialturbinen treten die beschriebenen Emissions- probleme in entsprechender Weise auf.
Beispielsweise werden dominante Schallquellen in einer Radi¬ alturbine typischerweise am Ort des Flügelrades bzw. eines Turbinenrades (beides im Folgenden auch kurz als Laufrad be- nannt) und eines dem Turbinenrad vorgeschalteten Turbinen- leitkranzes oder etwaiger Leitkranzschaufeln erzeugt.
Auch hier können an einer Saugseite, d. h. an einem Eintritt in die Radialturbine, beispielsweise an einem dortigen Saug- stutzen, komplexe, instationäre, dreidimensionale, rotierende und/oder pulsierende Druckfelder bzw. Schallfelder erzeugt werden, deren Schallwellen sich ungestört in an die Saugstutzen vorgeschalteten Rohrleitungen ausbreiten. Ausgehend davon sind auch hier effiziente Schalldämpfungsma߬ nahmen für solche schallemissionserzeugende Radialturbinen nötig .
Es liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, einen Schall¬ dämpfer anzugeben, welcher die Nachteile aus dem Stand der Technik verbessert, einfach zu realisieren und auch einfach - in eine schallemittierende Anlage bzw. Vorrichtung, wie eine radiale Strömungsmaschine, - einzubauen ist sowie welcher insbesondere für eine Dämpfung von Schallemissionen bei einem Radialverdichter oder einer Radialturbine geeignet ist.
Die Aufgabe wird durch einen Diffusor für eine radiale Strö¬ mungsmaschine, insbesondere einen Radialverdichter, mit den Merkmalen gemäß dem unabhängigen Patentanspruch gelöst.
Dieser Diffusor weist einen im Wesentlichen ringförmigen Hohlraum, einen Ringraum, auf, welcher zumindest durch eine erste radiale Seitenfläche begrenzt wird. Erfindungsgemäß ist in dieser Seitenfläche mindestens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut ausgebildet.
Diese mindestens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende, zum Ringraum über einen Nutausgang offene (Nutausgangsöffnung) Nut wirkt dabei als akustischer Resonator, insbesondere Lambda/4 - Resonator, - kurz im Folgenden auch nur Resonator - , sodass an der Nut vorbeilaufende Schallwellen, die eine gleiche Frequenz aufweisen wie eine (akustische) Eigen- bzw. Resonanzfrequenz dieser Nut, in einem Bereich eines Nutausgangs reflektiert und damit eine Schallausbreitung über die Nut bzw. den Resonator hinweg reduziert werden.
Dadurch kann die Schallausbreitung im Ringraum reduziert und eine effektive Schalldämpfung im Diffusor - und der radialen Strömungsmaschine bzw. des Radialverdichters - erreicht wer¬ den . Durch eine gewählte Geometrie bzw. Dimensionierung der im Wesentlichen ringförmig umlaufenden Nut, insbesondere durch eine Tiefe der Nut, durch eine Breite/Höhe der Nut bzw. des Nutausgangs, durch eine radiale Position der Nut in der radi¬ alen Seitenfläche, werden Eigenform (Eigenmode) bzw. Knotendurchmesser und Eigen- bzw. Resonanzfrequenz der Nut bestimmt .
Der Ausgestaltung bzw. der (dreidimensionale) Geometrie der Umfangsnut - an sich - sind soweit keine Grenzen gesetzt, als sich durch die umlaufende Nut eine Kavität bzw. ein Hohlraum ausbildet, welcher als akustischer Resonator wirkt.
So können beispielweise Umfangsnuten mit beliebige Nutformen, wie Umfangsnuten mit rechteckigem, V-förmigen oder trapezförmigem Querschnitt, Umfangsnuten mit nach außen geschrägter Wand und/oder Umfangsnuten als Schwalbenschwanz und/oder Umfangsnuten mit - Bereichs weisen oder vollständig - glatten und/oder gekrümmten Wänden und/oder Umfangsnuten mit Hinterschnitten und/oder mit Kammern realisiert sein. Auch wellenförmige Umfangsnuten oder Umfangsnuten mit gestuftem Nutengrund sind möglich.
Weist eine an der Nut vorbeilaufende Schallwelle somit die gleiche Eigenform bzw. einen gleichen Knotendurchmesser wie eine gleiche akustische Eigenform im Resonators bzw. der Nut auf und/oder weist die an der Nut vorbeilaufende Schallwelle die gleiche Eigenfrequenz wie die der Nut auf, so ist die Re- flektion besonders effektiv.
D. h., durch geeignete (dreidimensionale) Dimensionierung der Nut kann die akustische Eigenfrequenz sowie die Eigenform der Nut auf eine zu reflektierende Schallwelle, d. h. auf deren Frequenz und Eigenform, abgestimmt werden - und damit gezielt Frequenzen - über die Dimensionierung der Nut - gedämpft wer
Anders ausgedrückt, aufgrund der Dreidimensionalität der im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (auch nur Umfangsnut) kann deren Eigenformen über einfache geometrische Parameter so eingestellt werden, dass an der Nut vorbeilaufende akusti¬ sche Druckmuster mit einer bestimmten Form besonders effektiv reflektiert werden.
Die Form dieser vorbeilaufenden akustischen Druckmuster kann beispielsweise über analytische Zusammenhänge, wie nach einer Formel nach Tyler & Sofrin, abgeschätzt werden.
Die Geometrie einer Umfangsnut ist einfach zu fertigen und bietet aufgrund der geringeren Anzahl freier Parameter, wie Höhe, Breite, Tiefe, oder Form die Möglichkeit einer Einbin¬ dung in einen Optimierungsprozess .
Weiterhin erzielt die Erfindung eine robuste wartungsfreie (Schalldämpfungs- ) Lösung, die auch unter hohen Drücken und Temperaturen keinem Verschleiß ausgesetzt ist. Sie bietet da¬ durch einen deutlichen Vorteil gegenüber auf Absorptionsmaterial beruhenden Ansätzen.
Da der erfindungsgemäße „Schalldämpfer" nahe der Schallquelle (Laufrad und ggf. beschaufelter Diffusor / ggf. beschaufelter Leitkranz) eingesetzt wird, kann bei richtiger Dimensionie¬ rung auch die Anregung des Laufrades durch akustische Druckmuster verringert werden.
Bei Einsatz der Umfangsnut im Ringraum sind keine weiteren Schallschutzmaßnahmen, insbesondere im Rohrleitungssystem, erforderlich. Sowohl eine Lärmabstrahlung, als auch die Anregung von Rohrleitungsschwingungen kann deutlich reduziert werden. Es ergibt sich ein deutlicher Kostenvorteil gegenüber externen Schalldämpferlösungen. Zu erwartende Druckverluste sind gering, was sowohl numeri¬ sche Berechnung als auch Experimente zeigen. Bevorzugte Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen.
In einer bevorzugten Ausgestaltung weist die zumindest eine erste radiale Seitenfläche mehrere im Wesentlichen ringförmig umlaufende, insbesondere konzentrische zueinander liegende, Nuten auf. Durch mehrere solche Umfangsnuten lässt sich die Effizienz des Schalldämpfers erhöhen.
Diese Umfangsnuten können besonders bevorzugt derart ausge- bildet sein, dass diese jeweils unterschiedliche Dimensionie¬ rungen, insbesondere unterschiedliche Tiefe und/oder Breite, aufweisen. Beispielsweise kann hier vorgesehen sein, dass mit einer wachsenden radialen Entfernung im ringförmigen Hohlraum bzw. Ringraum nach außen die Tiefe und die Breite der Um- fangsnuten jeweils kleiner werden.
Hierdurch, d. h. durch mehrere Umfangsnuten, lassen sich gezielt mehrere Frequenzen bis hin zu einer breitbandigen
Schalldämpfung von Schallemissionen in der radialen Strö- mungsmaschine dämpfen. Beispielsweise kann ein zu dämpfendes Frequenzband von 700 Hertz - 2000 Hertz, 700 Hertz - 4000 Hertz oder 700 Hertz - 6000 Hertz realisiert werden.
Die Effizienz des „Resonatorschalldämpfers" kann weiter ge- steigert werden, wenn der ringförmige Hohlraum durch eine der ersten radialen Seitenfläche axial gegenüberliegende, zweite radiale Seitenfläche begrenzt wird, welche zweite radiale Seitenfläche ebenfalls eine im Wesentlichen ringförmig umlau¬ fende Nut oder - bei weiter Steigerung der Effizienz - meh- rere im Wesentlichen ringförmig umlaufende, insbesondere konzentrisch zueinander liegende, Nuten aufweist. Davon ausgehend kann nach einer weiteren bevorzugten Weiterbildung vorgesehen sein, dass die eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut der ersten radialen Seitenfläche der einen im Wesentlichen ringförmig umlaufenden Nut der zweiten radialen Seitenfläche unmittelbar, d. h. auf gleicher radialer Höhe, axial gegenüberliegt.
Alternativ kann aber auch vorgesehen sein, dass die eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut der ersten radialen Seitenfläche der einen im Wesentlichen ringförmig umlaufenden Nut der zweiten radialen Seitenfläche radial versetzt, d. h. mit unterschiedlicher radialer Höhe, gegenüberliegt. Dies mag insbesondere dann von Vorteil sein, wenn auf Grund von in dem ringförmigen Hohlraum bzw. Ringraum angeordneten Elementen, beispielsweise eine Beschaufelung, ein Platz für eine „unmit¬ telbar axial gegenüberliegende Anordnung" der Umfangsnuten nicht zur Verfügung steht.
Eine solche unmittelbar axial gegenüberliegende Anordnung wie auch eine radial versetzte Anordnung von Umfangsnuten lässt sich auch bei jeweils mehreren im Wesentlichen ringförmig umlaufenden, konzentrisch zueinander liegenden Nuten in den beiden radialen Seitenfläche vorsehen. Auch hier mögen die Platzgegebenheiten im Ringraum (beschaufelter Ringraum) aus- schlaggebend sein, um anstelle einer „unmittelbar axial ge¬ genüberliegende Anordnung" radial versetzte Umfangnuten vor¬ zusehen .
In einer weiteren bevorzugten Weiterbildung ist die Eigenfre- quenz der mindestens einen im Wesentlichen ringförmig umlaufenden Nut auf eine zu reflektierende Frequenz abgestimmt. Besonders bevorzugt kann die zu reflektierende Frequenz eine Flügelradumlauffrequenz („blade passing frequency") eines Radialverdichters oder eine zweite Harmonische oder dritte Har- monische oder vierte Harmonische zu der Flügelradumlauffre¬ quenz des Radialverdichters sein. Bevorzugt ist auch die Ei¬ genform der mindestens einen im Wesentlichen ringförmig um- laufenden Nut auf die Eigenform einer zu reflektierenden Schallwelle abzustimmen.
In einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung weist der im Wesentlichen ringförmige Hohlraum eine Beschaufelung auf.
Hierdurch kann sich ergeben, dass die mindestens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut oder mehrere solcher Um- fangsnuten in einem Bereich der Beschaufelung im Ringraum an geordnet ist bzw. sind.
Auch kann vorgesehen sein, dass die mindestens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut oder mehrere solcher fangsnuten außerhalb des Bereichs der Beschauflung in Ring räum angeordnet ist bzw. sind.
Auch kann vorgesehen sein, dass die mindestens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut Unterbrechungen aufweist. Dieses kann beispielsweise dann vorgesehen sein, wenn der Ringraum eine Beschaufelung aufweist, welche eine voll¬ ständig umlaufende Nut verhindert.
Nach einer weiteren bevorzugten Weiterbildung ist vorgesehen dass der " (Resonator- ) Schalldämpfer" - als dortiger Diffusor - in einem Radialverdichter eingesetzt bzw. realisiert ist. Auch kann der „Schalldämpfer" in einer Radialturbine bei einem einem Turbinenlaufrad der Radialturbine vorgeschalteten Turbinenleitkranz einsetzt bzw. dort realisiert sein.
Auch kann vorgesehen sein, dass - im Falle mehrerer im Wesentlichen ringförmigen umlaufenden Nuten - diese derart aus gebildet sind, dass eine Dämpfung für einen großen Drehzahlbereich von z. B. 50% bis 105% einer Nenndrehzahl der radialen Strömungsmaschine bzw. des Radialverdichters ausgelegt sind . In Figuren sind Ausführungsbeispiele der Erfindung darge¬ stellt, welche im Weiteren näher erläutert werden.
Es zeigen
FIG 1 Skizze einer Schnittdarstellung einer radialen
Strömungsmaschine, eines Radialverdichters, mit ei nem Resonatorschalldämpfer gemäß einer Ausführungs form;
FIG 2 Skizze einer Schnittdarstellung einer radialen
Strömungsmaschine, eines Radialverdichters, mit ei nem Resonatorschalldämpfer gemäß einer weiteren Aus führungs form;
FIG 3 Skizze einer Schnittdarstellung einer radialen
Strömungsmaschine, eines Radialverdichters, mit ei nem Resonatorschalldämpfer gemäß einer weiteren Aus führungs form;
FIG 4 exemplarisch einen akustischen Eigenmode in einer
Ringnut bei einem Radialverdichter gemäß einer Aus führungs form.
Ausführungsbeispiele: Resonatorschalldämpfer für Radialverdichter
In den FIGen 1 bis 3 sind verschiedene Ausgestaltungen von Radialverdichtern 100 mit jeweils einem im Diffusor realisierten bzw. integrierten Resonatorschalldämpfer 1 dargestellt .
Solche Radialverdichter 100 wie dargestellt weisen ein Laufrad 10 auf, das um eine Achse 11 mit hoher Drehzahl rotiert. Das Laufrad 10 besitzt eine Nabe 12 und davon radial abste¬ hende Schaufeln 13. Die Nabe 12 hat einen ersten Bereich 12a, der im Wesentlichen zylindrisch ist, einen Übergangsbereich 12b, in dem sich der Nabenradius erweitert, und einen Endbereich 12c, der im We¬ sentlichen senkrecht zu der Achse 11 verläuft.
Das - mit Strömungsrichtung 3 - axial einströmende Gas 2 wird durch das Laufrad 10 in Rotation versetzt und verlässt das Laufrad 10 in radialer Strömungsrichtung 3 zur Achse 11 und in einem stumpfen Winkel zu der Achse 11.
Die Schaufeln 13 sind an einer gemeinsamen Rückenplatte 14 der Nabe 12 befestigt. Das Laufrad 10 befindet sich in einem Gehäuse 15, dessen Wand 16 der Außenkontur des Laufrades an- gepasst ist. Das von dem Laufrad 10 gebildete Gebläse weist einen axialen Einlass 17 und eine sich um den Umfang des Laufrades 10 erstreckenden radialen Auslass 18 auf.
An den Auslass 18 schließt sich der Diffusor 20 an, der mit dem Gehäuse 15 fest verbunden ist und nicht rotiert. Der Dif- fusor 20 weist eine im Wesentlichen radiale Tragwand 21 auf, an die Flügel 22 (Diffusorbeschaufelung) angebracht sind, welche die den Auslass 18 passierende Strömung leiten.
Der radialen Tragwand des Diffusors 20 axial mit Abstand ge- genüberliegend befindet sich eine weitere im Wesentlichen ra¬ diale Wand 23, wodurch der Diffusor 20 einen ringförmigen, mit der Beschaufelung 22 besetzten Raum, den Ringraum 30, ausbildet . Die Flügel 22 verlaufen im Wesentlichen radial zur Achse 11. Zwischen den Flügeln 22 sind Diffusorkanäle gebildet, deren Querschnittsfläche von innen nach außen zunimmt.
Die Aufgabe des Diffusors 20 besteht darin, das von dem Lauf- rad 10 beschleunigte Gas, das eine hohe kinetische Energie hat, zu verlangsamen und die kinetische Energie in Druck um¬ zusetzen . An einem Auslass 26 des Diffusors 20 schließt sich - weiter stromabwärts - ein (nicht näher dargestelltes) Rohrleitungs¬ system 29 an (Druckseite 27), welches über einen Druckstutzen 28 mit dem Diffusor 20 verbunden ist.
Solche Radialverdichter 100 wie dargestellt verursachen hohe Schallemissionen, die eine (Lärm- ) Beeinträchtigung einer Umgebung des Radialverdichters 100 darstellen, Vibrationen, strukturrelevante Fehlfunktionen sowie auch Rohrleitungs- Schwingungen in/an Rohrleitungssystemen auslösen können, welche Rohrleitungsschwingungen zu Schäden an den Rohrleitungen bis hin zu einem Ausfall des Radialverdichters 100 führen.
Dominante Schallquellen solcher Emissionen werden am Ort des Flügel-/Laufrades 10 und des Diffusoreingangs 25 oder etwai¬ ger Diffusorschaufein 22 bedingt durch die hohe Geschwindigkeit der durch diese Regionen hindurchströmenden Fluide erzeugt . Insbesondere an der Druckseite 27 bzw. an dem dortigen Druckstutzen 28 des Radialverdichters 100 werden komplexe, insta¬ tionäre, dreidimensionale, rotierende und/oder pulsierende Druckfelder bzw. Schallfelder erzeugt, deren Schallwellen sich ungestört in die an den Druckstutzen 28 anschließende Rohrleitungen 29 ausbreiten und dort beschriebene Schäden bedingen können.
Zur Vermeidung solcher Schäden bzw. als effektiven Schallschutz sehen die Radialverdichter 100 - wie in FIGen 1 bis 3 gezeigt - jeweils einen im Diffusor bzw. im dortigen Ringraum 30 realisierten bzw. integrierten Resonatorschalldämpfer 1 vor .
Zur Verminderung der Ausbreitung der Schallwellen im Ringraum 30 des Diffusors 20 werden wie FIGen 1 bis 3 zeigen eine oder mehrere, ringförmig um die Achse 11 verlaufende Umfangs- /Ringnuten 50 in der radialen Tragwand 21 und/oder in der ra- dialen Wand 23 angebracht, die als akustische Resonatoren, insbesondere als Lambda/4 - Resonatoren, wirken.
Dabei können diese - ringförmigen und konzentrisch zur Achse 11 verlaufenden - Umfangsnuten 50 sowohl einseitig im Ringraum 30, beispielsweise an der radialen Tragwand 21 oder an der radialen Wand 23, als auch beidseitig, d. h. sowohl an der radialen Tragwand 21 als auch an der radialen Wand 23, angebracht sein.
Auch können diese Umfangsnuten 50 sowohl nur im Bereich der Beschaufelung 22 des Diffusors oder nur im Bereich außerhalb der Beschaufelung 22 des Diffusors 20 als auch im und außerhalb des Bereichs der Beschaufelung 22 des Diffusors 20 ange- ordnet sein.
Durch den Ringraum 30 bzw. an den Umfangs-/Ringnuten 50 vorbeilaufende Schallwellen, die die gleiche Frequenz aufweisen, wie eine der Resonanzfrequenzen einer solchen Umfangs-/Ring- nut 50 werden im Bereich des Resonatoraustritts 51, d. h. der Nutöffnung bzw. des Nuteingangs 51, reflektiert und damit ge- dämpft .
FIG 1 zeigt eine Ausgestaltung dieses Resonatorschalldämpfers 1, welcher zwei jeweils konzentrisch zur Achse 11 ringförmig umlaufende Umfangsnuten 50 aufweist.
Die eine der beiden Umfangsnuten 50 ist an der radialen Tragwand 21 angeordnet. Etwa in gleichem radialem Abstand zur Achse 11 ist die zweite der beiden Umfangsnuten in der radialen Wand 23 angeordnet. Beide Umfangsnuten 50, welche in Form, Breite und Tiefe identisch sind und einen U-förmigen Querschnitt aufweisen, liegen sich demnach unmittelbar, d. h. auf gleicher radialer Höhe, axial gegenüber.
Ihr radialer Abstand von der Achse 11 bzw. ihre radiale Posi¬ tion im Ringraum 30 ist derart bemessen, dass beide Umfangs- nuten 50 (radial) außerhalb des beschaufelten Bereichs 22 des Diffusors 20 bzw. Ringraums 30 liegen.
FIG 2 zeigt eine weitere Ausgestaltung eines Resonatorschall- dämpfers 1 im Diffusor 20, welcher eine Vielzahl jeweils konzentrisch zur Achse 11 ringförmig umlaufende Umfangsnuten 50 aufweist .
Ein erster Teil dieser Umfangsnuten 50, hier vier Umfangsnu- ten 50, ist an der radialen Tragwand 21 im Bereich der Beschaufelung 22 des Diffusors 20 angeordnet. Diesen Umfangsnu¬ ten 50 unmittelbar axial, d. h. jeweils auf gleicher radialer Höhe bzw. in jeweils gleichem radialen Abstand zur Achse 11, gegenüberliegend ist ein zweiter Teil der Umfangsnuten 50, ebenfalls vier Umfangsnuten 50, an der radialen Wand 23 - damit ebenfalls im beschaufelten Bereich 22 des Diffusors 20 bzw. Ringraums 30 - angeordnet.
Einander unmittelbar gegenüberliegende Umfangsnuten 50 sind dabei jeweils in Form, Breite und Tiefe identisch. Dabei neh¬ men die Breite sowie die Tiefe der Umfangsnuten 50 mit wach¬ sendem Abstand von der Achse 11 ab. Anders ausgedrückt, mit wachsendem radialen Abstand zur Achse 11 werden die Umfangsnuten 50 schmäler bzw. enger und weniger tief. Alle Umfangs- nuten 50 weisen einen U-förmigen Querschnitt auf.
FIG 3 zeigt eine weitere Ausgestaltung eines Resonatorschall¬ dämpfers 1 im Diffusor 20 mit ebenfalls einer Vielzahl jeweils konzentrisch zur Achse 11 ringförmig umlaufende Um- fangsnuten 50.
Gemäß dieser Ausgestaltung nach FIG 3 sind alle Umfangsnuten 50, hier vier Umfangsnuten 50, konzentrisch zueinander und konzentrisch zur Achse 11 an der radialen Wand 23 im Bereich der Beschaufelung 22 des Diffusors 20 angeordnet. Mit wachsendem radialem Abstand von der Achse 11 nehmen die Breite sowie die Tiefe der Umfangsnuten 50 ab. Anders ausgedrückt, mit wachsendem radialen Abstand zur Achse 11 werden die Um- fangsnuten 50 schmäler bzw. enger und weniger tief. Alle Um- fangsnuten 50 weisen auch hier einen U-förmigen Querschnitt auf . FIG 4 zeigt exemplarisch einen akustischen Eigenmode 60 in einer solchen als Resonator wirkenden Ringnut 50.
FIG 4 zeigt 24 Druckmaxima 61. Weiter ist dieser Eigen- bzw. Akustikmode 60 durch 12 sogenannte Knotendurchmesser 62 und eine bestimmte Eigenfrequenz charakterisiert. An der Umfangs- nut 50 vorbeilaufende Schallwellen, die durch diese Eigenfre¬ quenz charakterisiert sind, werden reflektiert und die
Schallausbreitung über bzw. an Umfangsnut 50 vorbei reduziert .
Weist die vorbeilaufende Schallwelle den gleichen Knoten¬ durchmesser 62 wie die akustische Eigenform 60 in der Umfangsnut 50 (Resonator) auf, ist der Reflektionsprozess be¬ sonders effektiv.
Solche Resonatorschalldämpfer 1 wie beschrieben wirken äußerst effizient, insbesondere da sie nahe der Schallquelle, Laufrad 10 und (ggfl. beschaufelter 22) Diffusor 20 eingesetzt werden, so dass auf weitere, aufwendige Schallschutz- maßnahmen, insbesondere für das gesamte Rohrleitungssystem 29 des Radialverdichters 100, verzichtet werden kann.

Claims

Patentansprüche
1. Diffusor (20) für einen Radialverdichter (100), welcher Diffusor (20) einen im Wesentlichen ringförmigen Hohlraum (30) aufweist, welcher zumindest durch eine erste radiale Seitenfläche (21, 23) begrenzt wird
dadurch gekennzeichnet, dass
die zumindest eine erste radiale Seitenfläche (21, 23) min¬ destens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (50) aufweist.
2. Diffusor (20) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die zumindest eine erste radiale Seitenfläche (21, 23) mehre¬ re im Wesentlichen ringförmig umlaufende, insbesondere konzentrisch zueinander liegende, Nuten (50) aufweist, welche insbesondere jeweils unterschiedliche Dimensionierungen, ins¬ besondere unterschiedliche Tiefe und/oder Breite, aufweisen.
3. Diffusor (20) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der ringförmige Hohlraum (30) durch eine der ersten radialen Seitenfläche (21, 23) axial gegenüberliegende, zweite radiale Seitenfläche (21, 23) begrenzt wird, welche zweite radiale Seitenfläche (21, 23) eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (50) oder mehrere im Wesentlichen ringförmig umlaufende, konzentrisch zueinander liegende Nuten (50) aufweist.
4. Diffusor (20) nach mindestens dem voranstehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass
die eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (50) der ersten radialen Seitenfläche (21, 23) der einen im Wesentli- chen ringförmig umlaufenden Nut (50) der zweiten radialen Seitenfläche (21, 23) axial oder radial versetzt gegenüber¬ liegt oder dass die mehreren im Wesentlichen ringförmig umlaufenden, konzentrisch zueinander liegenden Nuten (50) der ersten radialen Seitenfläche (21, 23) und die mehreren im We- sentlichen ringförmig umlaufenden, konzentrisch zueinander liegenden Nuten (50) der zweiten radialen Seitenfläche (21, 23) axial oder radial versetzt gegenüberliegend angeordnet sind .
5. Diffusor (20) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die mindestens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (50) einen akustischen Resonator ausbildet, wobei eine Dimen- sionierung der mindestens einen im Wesentlichen ringförmig umlaufenden Nut (50), insbesondere eine Breite und/oder Tiefe und/oder radiale Position der Nut (50), eine Eigenfrequenz und/oder eine Eigenform (60) der Nut bestimmt.
6. Diffusor (20) nach mindestens dem voranstehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass
die Eigenfrequenz und/oder die Eigenform (60) der mindestens einen im Wesentlichen ringförmig umlaufenden Nut (50) auf eine zu reflektierende Frequenz und/oder auf eine zu reflektie- rende Schallwelle abgestimmt sind bzw. ist, wobei die zu re¬ flektierende Frequenz insbesondere eine Flügelradumlauffre¬ quenz („blade passing frequency") des Radialverdichters oder eine zweite Harmonische oder dritte Harmonische oder vierte Harmonische zu der Flügelradumlauffrequenz des Radialverdich- ters (100) ist.
7. Diffusor (20) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
der im Wesentlichen ringförmige Hohlraum (30) eine Beschaufe- lung (22) aufweist.
8. Diffusor (20) nach mindestens dem voranstehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass
die mindestens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (50) oder jede im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (50) in einem Bereich der Beschaufelung (22) angeordnet ist oder dass die mindestens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (50) oder jede im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (50) außerhalb des Bereichs der Beschaufelung (22) ange- ordnet ist.
9. Diffusor (20) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die mindestens eine im Wesentlichen ringförmig umlaufende Nut (50) Unterbrechungen aufweist.
10. Diffusor (20) nach mindestens einem der voranstehenden Ansprüche eingesetzt in einem Radialverdichter (100) oder eingesetzt in einer Radialturbine bei einem einem Turbinenlaufrad der Radialturbine vorgeschalteten Turbinenleitkranz .
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