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PATENTANSPRÜCHE
I. Kreiselverdichter, enthaltend ein rohrförmiges Gehäuse (1), entlang dessen Längsachse (0-0) ein Saugstutzen (2) verläuft, der einerseits mit einer Saugkammer (3) und andererseits mit einem auf einer Welle fliegend gelagerten und mit einer Druckkammer (7) in Verbindung stehenden Laufrad (4) verbunden ist, mit einem Leitapparat (5), der zur Leitung eines in das Laufrad (4) gelangenden Fördermediumsstroms bestimmt und am Einlass des Saugstutzens (2) angebracht ist, sowie einen Deckel (8) mit einer Zwischenwand (9), welcher Deckel (8) am Gehäuse (1) befestigt ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaufeln (14) des Leitapparates (5), deren Längsachsen parallel zur Längsachse (0-0) des Gehäuses (1) liegen, an der Stirnfläche des Saugstutzens (2) starr befestigt sind und einen ringförmigen Schieber (16) umgeben, der gleichachsig zum Leitapparat (5) liegt,
mit einem Organ (18) zur Verschiebung des Schiebers (16) entlang der Längsachse (0-0) des Gehäuses (1), welcher Schieber eine Länge besitzt, die der Länge einer Schaufel (14) des Leitapparates (5) entlang der Längsachse (0-0) des Gehäuses (1) entspricht und zur Absperrung eines achssymmetrischen Ringkanals (19) ausreichend ist, der durch die Wandung der Zwischenwand (9) und eine Haube (20) begrenzt ist, die an der der Zwischenwand (9) zugewandten Stirnseite des Schiebers (16) angebracht ist.
2. Kreiselverdichter nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Zwischenwand (9) eine Mittenbohrung (26) aufweist, dass das Organ (18) zur Verschiebung des Schiebers (16) einen am Deckel (8) des Gehäuses (1) befestigten Stellmotor (21) aufweist, dessen Stellglied (23) mit einem Gleitstück (24) verbunden ist, das in der Mittenbohrung (26) verschiebbar geführt und mit dem Schieber (16) starr verbunden ist.
3. Kreiselverdichter nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass zur starren Verbindung des Gleitstücks (24) mit dem Schieber(16) radial stehende Rippen (28) vorhanden sind.
Die Erfindung betrifft einen Kreiselverdichter nach dem Oberbegriff des Patentanspruches 1.
Am effektivsten soll die vorliegende Erfindung zur Regelung der Arbeitsleistung bei konstanter Drehzahl des Laufrades des Kreiselverdichters angewandt werden können. Der Verdichter soll z.B. für den Erdgastransport über Ferngasleitungen eingesetzt werden können.
Gegenwärtig wird allgemein beim Verdichterbau das Problem der Abstimmung der Charakteristik des Kreiselverdichters, der eine konstante Laufraddrehzahl besitzt, mit der Erdgasleitungscharakteristik immer aktueller infolge stets zunehmender Anforderungen an die Erzielung eines möglichst wirtschaftlichen Erdgastransports vom Förderungsort zum Verbraucher.
Erste Ansätze zum Lösen dieses Problems führten bereits in den 50er Jahren zur Schaffung eines Kreiselverdichters mit einem Leitapparat (siehe z.B. A.I. Stepanov Kreisel- und Axialverdichter, Luftgebläse und Lüfter , Moskau, 1960, S. 305, Fig. 191) und mit regelbarer Arbeitsleistung bei konstanter Laufraddrehzahl.
Dieser bekannte Verdichter weist ein Gehäuse vom Typ Barrel auf, ist also rohrförmig, wobei in der Längsachse ein Saugstutzen liegt, dessen eines Ende zur Verbindung mit einer Saugleitung bestimmt ist, während dessen anderes Ende der Eintrittsöffnung eines Laufrades zugewandt ist. Das Laufrad sitzt fliegend auf einer Welle, die im Innern des Gehäuses in seiner Längsachse liegt.
Im Inneren des Saugstutzens sind über den Umfang desselben Schaufeln eines Leitapparates gleichmässig verteilt, von denen jede an der Wand des Saugstutzens um eine Achse drehbar angebracht ist, die zur Längsachse des Verdichters rechtwinklig steht. Zum Verstellen von je einer Schaufel um die genannte Achse ist eine Vorrichung vorhanden, die ein Planeten- oder Hebelgetriebe komplizierter Konstruktion aufweist, welche das Drehmoment beispielsweise von einem Stellmotor zur Schaufel überträgt.
Die Regelung der Arbeitsleistung des bekannten Verdichters bei konstanter Laufraddrehzahl erfolgt durch Verstellung der Schaufeln um deren erwähnte Achsen um einen vorgegebenen Winkel. Als Folge davon kommt es zu einem Drall des auf die Laufradschaufeln gelangenden Stroms.
Bei Übereinstimmung der Richtung der Projektion des Absolutgeschwindigkeitsvektors auf die Umfangsgeschwin digkeitsrichtung mit der Richtung des Umfangsgeschwindigkeitsvektors findet gemäss der Eulerschen Gleichung eine Abnahme des vom Laufrad erzeugten Drucks statt.
Die Abstimmung der Charakteristik des bekannten Verdichters mit einer veränderten Glasleitungscharakteristik (z.B. beim Anschluss von zusätzlichen Verbrauchern oder beim Abschalten derselben, jahreszeitbedingt oder bei veränderten physikalisch-chemischen Eigenschaften des Fördermediums) hat eine Zunahme des spezifischen Energieverbrauchs für die Gaskomprimierung infolge der Entstehung und Verstärkung von Ablösungserscheinungen beim Umströmen der Schaufeln des Leitapparates je nach Veränderung der Arbeitsleistung zur Folge.
Ausserdem besitzt der bekannte Verdichter bei maximaler Arbeitsleistung einen verminderten Wirkungsgrad, weil sich die verstellbaren Schaufeln ständig im Strom befinden, wodurch der Strom im Saugstutzen eingeengt wird, was die Energieverluste vergrössert. Ferner bedingt das ständige Verweilen der Schaufeln im Strom zusätzliche, durch Stoss erzeugte Verluste wegen der Zunahme des Anströmwinkels des an die Schaufeln gelangenden Stroms sowie Kantenverluste beim Abströmen von den Schaufeln und vergrössert schliesslich die Reibungsverluste, die durch das Umströmen der Schaufeloberfläche vom Strom bedingt sind.
Die Wirbelspuren hinter den Schaufeln des Leitapparates, der in unmittelbarer Nähe vor dem Laufrad liegt, regen nichtstationäre Prozesse im Laufrad und in den dem Laufrad nachgeschalteten Bauteilen des Verdichters an, wodurch die mechanische Festigkeit des Verdichters verringert wird.
Der Bereich der Regelung der Arbeitsleistung des Ver dichters durch Anwendung von verstellbaren Schaufeln am
Eintritt ist durch den Winkel der möglichen Verstellung der
Schaufeln um deren erwähnte Achse begrenzt. Je grösser der
Verstellungswinkel der Schaufeln ist, desto stärker ist die
Störeinwirkung, die die Schaufeln auf den Strom ausüben, desto höher sind die Verluste und desto höher ist der spezifische Energieverbrauch für die Gaskomprimierung.
Die verstellbaren Schaufeln stehen beim bekannten Ver dichter unter erheblichen statischen und dynamischen Bela stungen, wodurch die Vorrichtung zur Schaufelverstellung kompliziert wird und eine spiel- und spaltfreie Befestigung der Schaufeln an einem Tragelement bei der Beibehaltung deren Bewegbarkeit um die erwähnten Achsen erfordert. Die geforderten Bedingungen sind somit in vollem Umfang kaum zu erfüllen, und noch schwieriger ist es, die Funktionsfähig keit des Leitapparats bei Betriebsbedingungen mit einem hohen Gehalt an Feststoffen im zu verdichtenden Gas zu erhalten, die die normale Funktion des Leitapparats bei spielsweise durch Erosionswirkung stören.
Alle genannten Faktoren bedingen eine Abnahme des erzielten ökonomischen Nutzeffektes beim Einsatz von Krei selverdichtern mit regelbarer Arbeitsleistung und konstanter
Laufraddrehzahl für den Transport von Erdgas in Ferngasleitungen.
Es ist noch ein weiterer Kreiselverdichter mit regelbarer Arbeitsleistung bei konstanter Laufraddrehzahl bekannt (siehe den Katalog der Firma Delaval Centrifugal pipeline compressors Bulletin 503 C, S. 4).
Dieser bekannte Verdichter weist ebenfalls ein Gehäuse vom Typ Barrel auf, entlang dessen Längsachse ein Saugstutzen verläuft, der auf der einen Seite an die Saugkammer und auf der anderen Seite an die Eintrittsöffnung des Laufrades angrenzt. Es ist weiterhin ein Leitapparat vorhanden, der zur Ausübung eines Dralls auf den Fördermediumsstrom bestimmt ist, der zu den Laufradschaufeln strömt. Das Laufrad ist auf einer Welle fliegend angebracht, die in der Längsachse des Gehäuses liegt. Der Ausgang des Laufrads grenzt an die Druckkammer des Verdichters. Der Leitapparat liegt beim Eintritt des Saugstutzens und ist zu Erzeugung eines Fördermediumsstroms bestimmt, der dann in das Laufrad gelangt. Jede der Schaufeln des Leitapparates ist an der Wand des Saugstutzens drehbar um eine Achse angebracht, die rechtwinklig zur Längsachse des Verdichters steht.
Das Gehäuse des bekannten Verdichters ist durch einen Deckel mit einer Zwischenwand, die ein aerodynamisch günstiges Profil aufweist, abgedeckt, wobei diese Zwischenwand einen Teil der Saugkammerinnenfläche bildet.
Die Regelung der Arbeitsleistung dieses bekannten Verdichters bei konstanter Laufraddrehzahl erfolgt durch Verstellung der Schaufeln um deren erwähnte Achsen um einen vorgegebenen Winkel. Als Folge davon entsteht ein Drall des Förderstroms, wobei die Veränderung des Vektors der Umfangskomponente der Absolutgeschwindigkeit gemäss der Eulerschen Gleichung gestattet, den vom Laufrad erzeugten Druck zu verändern.
Die Abstimmung der Charakteristik dieses bekannten Verdichters mit einer veränderten Gasleitungscharakteristik (z.B. beim Anschluss von zusätzlichen Verbrauchern oder Abschalten derselben, jahreszeitbedingt oder bei veränderten physikalisch-mechanischen Eigenschaften des Fördermediums) ruft ebenfalls eine Zunahme des spezifischen Energieverbrauchs für die Gaskomprimierung wegen der mit der Arbeitsleistungsänderung einhergehenden Verstärkung von Ablösungserscheinungen beim Umströmen der Leitapparatschaufeln hervor, wodurch Ablösungszonen und -wirbel im des an die Schaufeln des Laufrads gelangenden Strom entstehen, was die vom Verdichter aufgenommene Leistung vergrössert.
Bei maximaler Arbeitsleistung besitzt dieser bekannte Verdichter einen verminderten Wirkungsgrad, da sich die verstellbaren Schaufeln ständig im Strom befinden. Dies bewirkt eine zur Erhöhung von Energieverlusten führende Einengung des Stroms in der Saugkammer, bedingt zusätzliche, durch Stoss erzeugte Verluste beim Anströmen an die Schaufeln und Kantenverluste beim Abströmen von denselben sowie erhöhte Reibungsverluste, die durch das Umströmen der Schaufeloberflächen vom Strom bedingt sind.
Der Regelbereich der Arbeitsleistung des Verdichters bei Verwendung von verstellbaren Schaufeln ist durch den Verstellwinkel der Schaufeln um deren erwähnte Achsen begrenzt. Je grösser der Verstellwinkel der Schaufeln ist, eine um so aktivere Störeinwirkung üben die Schaufeln auf den Strom aus und um so höher sind die Verluste und desto höher ist der Energieverbrauch für die Gaskomprimierung.
Beim bekannten Verdichten erfahren die Schaufeln erhebliche statische und dynamische Belastungen, was die Vorrichtung zur Schaufelverstellung kompliziert macht und eine spiel- und spaltfreie Befestigung der Schaufeln am Tragelement bei der Beibehaltung ihrer Bewegbarkeit in bezug auf ihre Verstellung um die erwähnten Achsen erfordert. Die geforderten Bedingungen der Schaufelbefestigung sind in vollem Umfang kaum zu erfüllen, und noch schieriger ist es, die Lebensdauer und die zuverlässige Funktion der Scha-felver- stelleinrichtung unter Betriebsbedingungen bei extremem Gehalt an Feststoffen im zu verdichtenden Gas zu gewährleisten, da ein verstärkter Verschleiss und verstärkte Erosion der Elemente des Leitapparates erfolgen, was die Betriebszuverlässigkeit des Verdichters erheblich verringert.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde.
einen Kreiselverdichter mit regelbarer Arbeitsleistung bei konstanter Laufraddrehzahl zu schaffen, dessen Konstruktion einen nachteiligen Einfluss der Schaufeln des Leitapparates auf den Strom ausschliesst, der im Saugstutzen bei maximaler Arbeisleistung des Verdichters fliesst, so dass der Wirkungsgrad des Verdichters und die Betriebszuverlässigkeit desselben erhöht werden kann.
Die erfindungsgemässe Ausbildung des Kreiselverdichters ergibt sich aus dem kennzeichnenden Teil des Patentanspruches 1.
Diese erfindungsgemässe Ausbildung des Verdichters gewährleistet eine Erhöhung des Wirkungsgrads der Verdichterleistung bei maximaler Arbeitsleistung und erhöht weiterhin die Betriebszuverlässigkeit und die Wirtschaftlichkeit des Betriebs von Ferngasleitungen durch Verminderung der vom Verdichter aufgenommenen Leistung zum Verdichten des Gases.
Die Erhöhung des Wirkungsgrads des Verdichters bei maximaler Leistung ergibt sich dadurch, dass die Schaufeln und Schaufelkanäle des Leitapparates durch einen ringförmigen Schieber verdeckt sind. Dies schliesst einen nachteiligen Einfluss der Schaufeln des Leitapparates auf den Strom aus, der im Saugstutzen bei maximaler Leistung des Verdichters strömt.
Hierbei wird erstens eine Stromeinengung im Saugstutzen vermieden, die die Energieverluste erhöht, und weiterhin werden zusätzliche, durch Stoss erzeugte Energieverluste beim Abströmen an die Eintrittskanten der Schaufeln sowie die Kantenverluste beim Abströmen von denselben vermieden.
Drittens werden Reibungsverluste beim Umströmen der Schaufeloberflächen vom Strom vermieden.
Da weiterhin die Ursachen, die unstationäre Prozesse zur Folge haben, welche dynamische Belastungen im Laufrad und in den dem Laufrad nachgeschalteten Bauteilen erzeugen, ausbleiben, wird eine Erhöhung der Betriebszuverlässigkeit des Verdichters bei maximaler Leistung erreicht.
Der erfindungsgemässe Verdichter besitzt auch bei Teillast einen erhöhten Wirkungsgrad, und zwar infolge der starren Befestigung der Schaufeln an der Wand des Saugstutzens bei einer solchen Lage der Eintrittskanten der Schaufeln. die einen Null-Anströmwinkel des an sie aus der Saugkammer gelangenden Stroms gewährleistet.
Da die Lage der Schaufeln in bezug auf den Saugstutzen bei Teillast gleichbleibend ist, erfolgt das Umströmen der Schaufeln stossfrei unter minimalen Verlusten durch Ablösungen und Wirbel, was den spezifischen Energieverbrauch für die Gaskomprimierung verringert und die Betriebszuverlässigkeit des Verdichters erhöht.
Die Erhöhung der Betriebszuverlässigkeit des erfindungsgemässen Verdichters wird ferner auch dadurch erzielt, dass zur Veränderung der Arbeitsleistung ein konstruktiv einfacher, fertigungsgerechter ringförmiger Schieber von geringem Gewicht und reduziertem Herstellungsaufwand benutzt werden kann.
Zweckmässigerweise wird in der Zwischenwand eine Mittenbohrung vorgesehen, und das Organ zur Verschiebung des Schiebers entlang der Längsachse des Verdichters kann als ein am Gehäusedeckel befestigter Stellmotor ausgebildet sein, dessen Stellglied mit einem Gleitstück verbunden ist, das in der Mittenbohrung geführt und mit dem Schieber verbunden ist.
Diese konstruktive Lösung des Organs zur Verschiebung des Schiebers gewährleistet die Übertragung der Bewegung auf den letzteren mittels einer einfachen Konstruktion, und zwar mittels einer Stange, was die Konstruktion des Verdichters wesentlich vereinfacht, sein Gewicht vermindert, seinen
Herstellungsaufwand reduziert und die Betriebszuverlässigkeit erhöht. Die gelenkige Verbindung des Stellgliedes des Stellmotors mit dem Gleitstück des Leitapparates schliesst einen Einfluss von Biegekräften und Drehmomenten auf das Stellglied und den mit ihm verbundenen Kolben des Stellmo -tors aus. Die Vereinfachung wird dadurch erreicht, dass eine Umwandlung einer geradlinigen Bewegung in eine rotierende Bewegung ausbleibt.
Das Stellglied des Stellmotors wird zweckmässig an der Austrittsstelle aus der Zwischenwand mit bekannten Mitteln abgedichtet, was eine Verschmutzung und einen erosionsbedingten Verschleiss der Bauteile der Antriebsvorrichtung zum Verschieben des Schiebers ausschliesst.
Es empfiehlt sich, dass zur starren Verbindung des Gleitstücks mit dem Schieber radial angebrachte Rippen dienen.
Eine solche konstruktive Lösung des Leitapparates gestattet, eine unerwünschte Drallströmung im axialen Saugstutzen bei maximaler Arbeitsleistung zu verhindern, welcher Drall sonst durch Umlenkung des Stroms aus der radialen in die axiale Richtung entsteht.
Der erfindungsgemässe Kreiselverdichter hatte bei einem Ausführungsbeispiel eine Drehzahl von 4800 U/min und eine Arbeitsleistung von 394 m3/min (bei einem Druck des in die Saugkammer gelangenden Erdgases von 6,2 MPa und dessen Temperatur von 31,6 "C) bei maximaler Leistung, wobei der Druck des aus der Druckkammer austretenden Erdgases 7,6 MPa, die Leistungsaufnahme 9700 kW und der polytrope Wirkungsgrad 87% betrug.
Weitere Vorteile der Erfindung werden an Hand eines nachstehend angeführten Beispiels des Erfindungsgegenstandes sowie den Zeichnungen erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 einen Längsschnitt des Kreiselverdichters und
Fig. 2 einen Schnitt nach Linie II-II in Fig. 1.
Der Kreiselverdichter hat ein Gehäuse 1 vom Typ Barrel , entlang dessen Längsachse 0-0 ein axialer Saugstutzen 2 verläuft, der auf der einen Seite an eine Saugkammer 3 und .uf der anderen Seite an die Eintrittsöffnung eins Laufrades 4 angrenzt. Es ist ein Leitapparat 5 vorhanden, der zur Erzeugung eines Fördermediumstroms, beispielsweise eines Erdgasstroms, der in das Laufrad 4 gelangt, dient und am Eingang des Saugstutzens 2 angebracht ist.
Die Saugkammer 3 ist durch eine Wand des Saugstutzens 2, eine Wand 6 einer Druckkammer 7, eine Innenfläche des Gehäuses 1 und eine an einem Deckel 8 befestigte Zwischenwand 9 mit einem aerodynamisch günstigen Profil begrenzt.
Der Deckel 8 ist mit dem Gehäuse 1 mittels nicht dargestellter Schrauben verbunden. Zur Aufnahme der wegen der Druckdifferenz zwischen der Druckkammer 7 und der Saugkammer 3 auf die Wand 6 wirkenden Kraft sind Versteifungsrippen 10 vorhanden, die die Wand 6 mit dem Deckel 8 verbinden. Das mit Schaufeln 11 versehene Laufrad 4 ist auf einer Welle 12 fliegend und gleichachsig mit dem Gehäuse 1 gelagert. Der Durchmesser der Eintritts öffnung des Laufrads 4 ist gleich dem Durchmesser des Saugstutzens 2.
Der Ausgang des Laufrads 4 ist über einen Diffusor 13 mit der Druckkammer verbunden.
Der Leitapparat 5 wird von Schaufeln 14, deren Längsachsen parallel zur Längsachse 0-0 des Verdichters liegen, und einem Tragring 15 gebildet, der an der Stirnfläche des Saugstutzens 2 starr befestigt ist. Die Schaufeln 14 sind somit am Tragring 15 starr derart befestigt, dass ihre Eintrittskanten unter einem Null-Anströmwinkel zum Strom liegen und einen ringförmigen Schieber 16 umgeben. Die freien Enden der Schaufeln 14 sind von einer Bandage 17 umgeben. Der gleichachsig zum Leitapparat 5 liegende Schieber 16 ist mit einem Organ 18 zur Verschiebung desselben entlang der Längsachse 0-0 versehen. Der Schieber 16 hat eine Länge, die etwa der Länge einer Schaufel 14 des Leitapparates 5 entlang der Längsachse 0-0 entspricht. Mit dem Schieber 16 kann ein Ringkanal 19 abgesperrt werden.
Der Ringkanal 19 wird durch die Wandung der Zwischenwand 9 und eine Haube 20 begrenzt, die sich an der der Zwischenwand 9 zugewandten Stirnseite des Schiebers 16 befindet. Das Organ 18 weist einen Stellmotor 21 auf, der am Deckel 8 befestigt ist. Ein Kolben 22 des Stellmotors 21 ist mit einer Stange 23 verbunden, und diese Stange 23 ist mit einem Gleitstück 24 verbunden, das in einer Nabe 25 des Deckels 8 verschiebbar geführt ist. In der Zwischenwand 9 befindet sich eine Bohrung 26, durch die das Gleitstück 24 hindurchgeht. Die Austrittsstelle des Gleitstücks 24 aus der Zwischenwand 9 ist abgedichtet, beispielsweise durch eine Labyrinthdichtung 27, die ein Eindringen von im Erdgas enthaltenen Feststoffen in den Stellmotor 21 verhindert.
Das Gleitstück 24 ist mit dem ringförmigen Schieber 16 mittels radialer Rippen 28 starr verbunden.
Der Verdichter arbeitet auf die folgende Weise:
Im Betriebszustand der maximalen (rechnerisch vorgesehenen) Arbeitsleistung gelangt der Erdgasstrom aus der Saugkammer 3 in den Ringkanal 19, sodann in den Hohlraum des rohrförmigen Schiebers 16 und des Saugstutzens 2 und wird in das Laufrad 4 geleitet. Dadurch, dass die Schaufeln 14 und die Schaufelkanäle 1 4a (Fig. 2) des Leitapparates 5 durch den radial innenliegenden Schieber 16 verdeckt sind, wird ein nachteiliger Einfluss der Schaufeln 14 auf den Erdgasstrom, der sich durch den Schieber 16 und den Saugstutzen 2 bewegt, vermieden. Der Kolben 22 des Stellmotors 21 befindet sich dabei in der in Fig. 1 rechten Endstellung.
Hierbei wird folgendes vermieden: Einengung des Stroms im Ringkanal 19, die die Energieverluste erhöhen würde; weiterhin beim Anströmen an die Eintrittskanten der Schaufeln 14 durch Stoss erzeugte Verluste; gleichfalls Kantenverluste beim Abströmen von den Schaufeln 14; Reibungsverluste beim Umströmen der Schaufeln 14 vom fliessenden Strom; nichtstationäre Prozesse, die dynamische Belastungen im Laufrad 4, im Diffusor 13 und in den nicht dargestellten Lagern und Dichtungen des Verdichters verursachen. Alle vorgenannten, nicht vorhandenen Wirkungen erhöhen den Wirkungsgrad und die Betriebszuverlässigkeit des Verdichters bei maximaler Arbeitsleistung. Die Haube 20 gewährleistet einen stossfreien und ohne Ablösung erfolgenden Eintritt des Stroms in den Schieber 16.
Im Betriebszustand bei minimaler Arbeitsleistung nimmt der Kolben 22 des Stellmotors 21 die in Fig. 1 linke Endstellung ein. Bei der Linksverschiebung des Kolbens 22 verschiebt die Stange 23 das Gleitstück 24 und den Schieber 16 nach links bis zur vollständigen Absperrung des Ringkanals 19 durch den letzteren. Der Erdgasstrom erhält, wenn er sich aus der Saugkammer 3 durch die Schaufelkanäle 14a (Fig. 2) hindurch bewegt und die Schaufeln 14 umströmt, eine Umfangsgeschwindigkeitskomponente, deren Richtung mit der Drehrichtung des Laufrads 4 übereinstimmt. Im weiteren gelangt der Drall-Strom durch den Saugstutzen 2 und dann in das Laufrad 4.
Infolge der Übereinstimmung der Richtung der Projektion des Absolutgeschwindigkeitsvektors auf die Richtung des Umfangsgeschwindigkeitsvektors mit der Richtung des Umfangsgeschwindigkeitsvektors des Laufrads 4 findet eine Abnahme des vom Laufrad 4 erzeugten Drucks gemäss der Eulerschen Gleichung statt. Dadurch, dass die Schaufeln 14 am Tragring 15 starr befestigt sind und die Ein trittskanten der Schaufeln 14 stets mit einem Null-Anströmwinkel zum Strom liegen, erfolgt das Umströmen der Schaufeln 14 von dem mit einer Geschwindigkeit V (Fig. 2) eintretenden Strom stossfrei und unter minimalen Verlusten durch Ablösungen und Wirbel, was den spezifischen Energieverbrauch für die Gaskomprimierung verringert und die Betriebszuverlässigkeit des Verdichters erhöht.
Bei der Arbeitsweise des Verdichers bei Teillast, die kleiner als die maximale und grösser als die minimale ist, nimmt der Kolben 22 des Stellmotors 21 eine Zwischenlage ein, bei der die Stange 23 (Fig. 1) das Gleitstück 24 aus der rechten Endstellung nach links entlang der Längsachse 0-0 verschiebt. Das Gleitstück 24 verschiebt dabei den Schieber 16, der den achssymmetrischen Ringkanal 19 zum Teil abdeckt und den Leitapparat 5 teilweise öffnet. Der Erdgasstrom gelangt dann aus der Saugkammer 3 sowohl über den Ringkanal 19 als auch über die Schaufelkanäle 14a des Leitapparates 5 in den Saugstutzen 2.
Der an den Schaufeln 14 erzeugte Drallstrom verleiht, wenn er sich mit dem Nicht-Drallstrom verbindet, der aus dem Schieber 16 austritt, dem Gesamtstrom eine Umfangsgeschwindigkeitskomponente, deren Vektor geringer ist als der Vektor der Umfangsgeschwindigkeitskomponente des Stroms, der der minimalen Arbeitsleistung des Verdichters entspricht. Danach gelangt der Gesamtstrom durch den Saugstutzen 2 hindurch in das Laufrad 4. Infolge der Übereinstimmung der Richtung der Projektion des Absolutgeschwindigkeitsvektors des Gesamtstroms auf die Richtung des Umfangsgeschwindigkeitsvektors mit der Richtung des Umfangsgeschwindigkeitsvektors des Laufrads 4 findet eine Abnahme des vom Laufrad 4 erzeugten Drucks gemäss der Eulerschen Gleichung statt.
Der erfindungsgemässe Kreiselverdichter erhöht die Betriebswirtschaftlichkeit von Gasleitungen beträchtlich durch Abstimmung seiner Charakteristik mit der Charakteristik eines Verdichters, der in Reihe mit ihm oder parallel zu ihm arbeitet, sowie durch Abstimmung derselben mit der Netzcharakteristik.
Darüber hinaus wird die spezifische Leistung vermindert, die durch den Verdichter für die Gaskomprimierung aufgewandt wird, sowohl bei maximaler Arbeitsleistung durch Aufhebung des Drosseleffekts der Leitschaufeln, die sich bei den bekannten Verdichtern ständig im Saugstutzen befinden, als auch bei Arbeitsleistungen, die sich von der rechnerisch vorgesehenen Nenn-Leistung unterscheiden, durch Vermeidung der stossweisen Beanspruchung der Schaufeln bei deren Umströmung vom Betriebsmedium am Eingang sowie dadurch, dass die Eintrittskanten der Schaufeln in der Zone der niedrigen Stromgeschwindigkeiten liegen.
Weiterhin wird die Konstruktion des Leitapparates, der den Drall des Stroms bewerkstelligt, vereinfacht, seine Abmessungen werden verringert, so dass der Herstellungsaufwand hierfür reduziert wird.
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PATENT CLAIMS
I. centrifugal compressor, containing a tubular housing (1), along the longitudinal axis (0-0) of which there is a suction port (2) which on the one hand has a suction chamber (3) and on the other hand has a pressure chamber (7 ) connected impeller (4) is connected to a guide device (5) which is intended to direct a flow of medium flowing into the impeller (4) and is attached to the inlet of the suction nozzle (2), as well as a cover (8) with a Partition (9), which cover (8) is attached to the housing (1), characterized in that the blades (14) of the guide apparatus (5), the longitudinal axes of which are parallel to the longitudinal axis (0-0) of the housing (1), are rigidly attached to the end face of the suction nozzle (2) and surround an annular slide (16) which is coaxial with the guide device (5),
with an organ (18) for displacing the slide (16) along the longitudinal axis (0-0) of the housing (1), which slide has a length which is the length of a blade (14) of the guide apparatus (5) along the longitudinal axis ( 0-0) of the housing (1) and is sufficient to shut off an axially symmetrical ring channel (19) which is limited by the wall of the intermediate wall (9) and a hood (20) on the end face facing the intermediate wall (9) the slide (16) is attached.
2. Centrifugal compressor according to claim 1, characterized in that the intermediate wall (9) has a central bore (26), that the member (18) for displacing the slide (16) has a servomotor attached to the cover (8) of the housing (1) ( 21), the actuator (23) of which is connected to a slider (24) which is displaceably guided in the central bore (26) and is rigidly connected to the slide (16).
3. Centrifugal compressor according to claim 2, characterized in that for the rigid connection of the slide (24) with the slide (16) there are radially standing ribs (28).
The invention relates to a centrifugal compressor according to the preamble of claim 1.
Most effectively, the present invention should be able to be used to control the work output at a constant speed of the impeller of the centrifugal compressor. The compressor should e.g. can be used for the transportation of natural gas via gas pipelines.
At present, the problem of matching the characteristics of the centrifugal compressor, which has a constant impeller speed, with the natural gas pipeline characteristic is becoming more and more topical as a result of ever increasing requirements for achieving the most economical possible natural gas transport from the production site to the consumer.
The first approaches to solving this problem already in the 1950s led to the creation of a centrifugal compressor with a guide device (see, for example, AI Stepanov centrifugal and axial compressor, air blower and fan, Moscow, 1960, p. 305, Fig. 191) and with adjustable work output constant impeller speed.
This known compressor has a housing of the barrel type, that is to say it is tubular, with a suction nozzle lying in the longitudinal axis, one end of which is intended for connection to a suction line, and the other end of which faces the inlet opening of an impeller. The impeller is flying on a shaft that lies in the longitudinal axis inside the housing.
Inside the suction nozzle are evenly distributed over the circumference of the same blades of a diffuser, each of which is rotatably attached to the wall of the suction nozzle about an axis that is perpendicular to the longitudinal axis of the compressor. A device is provided for the adjustment of one blade each about said axis, which has a planetary or lever gear mechanism of complex construction, which transmits the torque, for example, from an actuator to the blade.
The working capacity of the known compressor is controlled at a constant impeller speed by adjusting the blades about their mentioned axes by a predetermined angle. As a result, there is a swirl of the current reaching the impeller blades.
If the direction of the projection of the absolute speed vector onto the circumferential speed direction coincides with the direction of the circumferential speed vector, a decrease in the pressure generated by the impeller takes place according to the Euler equation.
The coordination of the characteristic of the known compressor with a changed glass line characteristic (e.g. when connecting additional consumers or when switching them off, depending on the season or when the physico-chemical properties of the delivery medium change) has an increase in the specific energy consumption for gas compression due to the emergence and intensification of separation phenomena when flowing around the blades of the guide apparatus depending on the change in work performance.
In addition, the known compressor has a reduced efficiency at maximum work output, because the adjustable blades are constantly in the flow, as a result of which the flow in the suction nozzle is restricted, which increases the energy losses. Furthermore, the constant dwelling of the blades in the stream causes additional losses generated by impacts due to the increase in the angle of attack of the stream reaching the blades and edge losses when flowing out of the blades and finally increases the frictional losses which are caused by the current flowing around the blade surface.
The swirl traces behind the blades of the diffuser, which is in the immediate vicinity of the impeller, stimulate non-stationary processes in the impeller and in the compressor components downstream of the impeller, which reduces the mechanical strength of the compressor.
The area of regulating the work performance of the poet by using adjustable blades on
Entry is due to the angle of the possible adjustment
Buckets limited around their mentioned axis. The bigger the
The angle of adjustment of the blades is the stronger
The higher the losses and the higher the specific energy consumption for gas compression, the interference that the blades exert on the electricity.
The adjustable blades are in the known United poet under considerable static and dynamic loads, which makes the device for blade adjustment complicated and requires a play and gap-free attachment of the blades to a support element while maintaining their mobility about the axes mentioned. The required conditions can thus hardly be met in full, and it is even more difficult to maintain the functionality of the control apparatus under operating conditions with a high solids content in the gas to be compressed, which disrupt the normal operation of the control apparatus, for example, by the action of erosion.
All of the factors mentioned lead to a decrease in the economic efficiency achieved when using centrifugal compressors with controllable work output and constant
Impeller speed for the transportation of natural gas in gas pipelines.
Another centrifugal compressor with controllable work output at constant impeller speed is known (see the catalog of the Delaval Centrifugal pipeline compressors Bulletin 503 C, p. 4).
This known compressor also has a housing of the barrel type, along the longitudinal axis of which there is a suction nozzle which adjoins the suction chamber on one side and the inlet opening of the impeller on the other side. There is also a baffle that is designed to exert a swirl on the flow of fluid that flows to the impeller blades. The impeller is mounted on a shaft that lies in the longitudinal axis of the housing. The outlet of the impeller borders on the pressure chamber of the compressor. The diffuser is located at the inlet of the suction nozzle and is intended to generate a flow of the medium which then gets into the impeller. Each of the vanes of the diffuser is mounted on the wall of the suction nozzle so as to be rotatable about an axis which is perpendicular to the longitudinal axis of the compressor.
The housing of the known compressor is covered by a cover with an intermediate wall which has an aerodynamically favorable profile, this intermediate wall forming part of the inner surface of the suction chamber.
The control of the performance of this known compressor at a constant impeller speed is carried out by adjusting the blades about their axes mentioned by a predetermined angle. As a result, there is a swirl of the delivery flow, the change in the vector of the circumferential component of the absolute speed according to Euler's equation allowing the pressure generated by the impeller to be changed.
Coordinating the characteristics of this known compressor with a changed gas line characteristic (e.g. when connecting additional consumers or switching them off, depending on the season or when the physical-mechanical properties of the pumped medium change) also calls for an increase in the specific energy consumption for gas compression due to the amplification associated with the change in output of separation phenomena when flowing around the guide vanes, whereby separation zones and vortices arise in the current reaching the blades of the impeller, which increases the power consumed by the compressor.
At maximum work output, this known compressor has a reduced efficiency, since the adjustable blades are constantly in the flow. This results in a narrowing of the current in the suction chamber, which leads to increased energy losses, causes additional losses caused by impact when flowing against the blades and edge losses when flowing out of the blades, as well as increased friction losses which are caused by the current flowing around the blade surfaces.
The control range of the work performance of the compressor when using adjustable blades is limited by the adjustment angle of the blades about their mentioned axes. The larger the adjustment angle of the blades, the more active the interference exerted on the current and the higher the losses and the higher the energy consumption for gas compression.
In known compression, the blades experience considerable static and dynamic loads, which complicates the device for adjusting the blades and requires a clearance-free and gap-free fastening of the blades to the support element while maintaining their mobility with respect to their adjustment about the axes mentioned. The required conditions of the blade attachment can hardly be met in full, and it is even more difficult to guarantee the service life and the reliable function of the blade adjustment device under operating conditions with an extreme content of solids in the gas to be compressed, since increased wear and tear There is increased erosion of the elements of the guide apparatus, which considerably reduces the operational reliability of the compressor.
The present invention is based on the object.
to create a centrifugal compressor with controllable work output at constant impeller speed, the construction of which excludes an adverse influence of the blades of the guide apparatus on the current, which flows in the suction port at the maximum working output of the compressor, so that the efficiency of the compressor and the operational reliability of the compressor can be increased.
The design of the centrifugal compressor according to the invention results from the characterizing part of patent claim 1.
This design of the compressor according to the invention ensures an increase in the efficiency of the compressor output at maximum work output and further increases the operational reliability and the economy of the operation of gas pipelines by reducing the power consumed by the compressor for compressing the gas.
The increase in the efficiency of the compressor at maximum output results from the fact that the vanes and vane channels of the diffuser are covered by an annular slide. This precludes an adverse influence of the blades of the diffuser on the current that flows in the intake port at the maximum output of the compressor.
First of all, a current constriction in the suction nozzle, which increases the energy losses, is avoided, and further, additional energy losses caused by impact when flowing out to the leading edges of the blades and the edge losses when flowing out of the same are avoided.
Thirdly, losses of friction when the flow flows around the blade surfaces are avoided.
Since the causes, which result in non-stationary processes, which create dynamic loads in the impeller and in the components connected downstream of the impeller, are still absent, an increase in the operational reliability of the compressor is achieved at maximum output.
The compressor according to the invention also has an increased efficiency at partial load, specifically because of the rigid attachment of the blades to the wall of the suction nozzle in such a position of the leading edges of the blades. which ensures a zero inflow angle of the current reaching them from the suction chamber.
Since the position of the blades with respect to the suction port remains constant at part load, the flow around the blades is bumpless with minimal losses due to separation and eddies, which reduces the specific energy consumption for gas compression and increases the operational reliability of the compressor.
The increase in the operational reliability of the compressor according to the invention is also achieved in that a structurally simple, production-oriented annular slide of low weight and reduced production expenditure can be used to change the work performance.
A center bore is expediently provided in the intermediate wall, and the organ for displacing the slide along the longitudinal axis of the compressor can be designed as a servomotor attached to the housing cover, the actuator of which is connected to a slider which is guided in the center bore and connected to the slide .
This constructive solution of the slide displacement member ensures the transmission of the movement to the latter by means of a simple construction, namely by means of a rod, which considerably simplifies the construction of the compressor and reduces its weight
Reduced manufacturing costs and increased operational reliability. The articulated connection of the actuator of the actuator with the slide of the guide device excludes the influence of bending forces and torques on the actuator and the piston of the actuator connected to it. The simplification is achieved in that there is no conversion of a linear movement into a rotating movement.
The actuator of the servomotor is expediently sealed at the exit point from the intermediate wall by known means, which prevents soiling and erosion-related wear of the components of the drive device for moving the slide.
It is recommended that ribs attached radially are used to rigidly connect the slider to the slide.
Such a constructive solution of the guide apparatus allows to prevent an undesired swirl flow in the axial suction nozzle at maximum work performance, which swirl otherwise arises from the deflection of the flow from the radial into the axial direction.
In one embodiment, the centrifugal compressor according to the invention had a speed of 4800 rpm and a work output of 394 m3 / min (at a pressure of 6.2 MPa of the natural gas entering the suction chamber and its temperature of 31.6 ° C.) at maximum output , the pressure of the natural gas emerging from the pressure chamber being 7.6 MPa, the power consumption 9700 kW and the polytropic efficiency being 87%.
Further advantages of the invention are explained with reference to an example of the subject matter of the invention and the drawings. Show it:
Fig. 1 shows a longitudinal section of the centrifugal compressor and
2 shows a section along line II-II in FIG. 1st
The centrifugal compressor has a housing 1 of the barrel type, along the longitudinal axis 0-0 of which an axial suction nozzle 2 runs, which on one side is adjacent to a suction chamber 3 and on the other side to the inlet opening of an impeller 4. There is a diffuser 5 which is used to generate a flow of conveyed medium, for example a natural gas flow, which gets into the impeller 4 and is attached to the inlet of the suction nozzle 2.
The suction chamber 3 is delimited by a wall of the suction nozzle 2, a wall 6 of a pressure chamber 7, an inner surface of the housing 1 and an intermediate wall 9 fastened to a cover 8 with an aerodynamically favorable profile.
The cover 8 is connected to the housing 1 by means of screws, not shown. To absorb the force acting on the wall 6 due to the pressure difference between the pressure chamber 7 and the suction chamber 3, stiffening ribs 10 are provided which connect the wall 6 to the cover 8. The impeller 4 provided with blades 11 is mounted on a shaft 12 in a floating manner and coaxially with the housing 1. The diameter of the inlet opening of the impeller 4 is equal to the diameter of the suction nozzle 2.
The outlet of the impeller 4 is connected to the pressure chamber via a diffuser 13.
The diffuser 5 is formed by blades 14, the longitudinal axes of which are parallel to the longitudinal axis 0-0 of the compressor, and a support ring 15 which is rigidly attached to the end face of the suction nozzle 2. The blades 14 are thus rigidly attached to the support ring 15 in such a way that their leading edges lie at a zero angle of inflow to the flow and surround an annular slide 16. The free ends of the blades 14 are surrounded by a bandage 17. The slide 16 lying coaxially with the guide device 5 is provided with an element 18 for displacing the same along the longitudinal axis 0-0. The slide 16 has a length which corresponds approximately to the length of a blade 14 of the guide apparatus 5 along the longitudinal axis 0-0. An annular channel 19 can be blocked with the slide 16.
The ring channel 19 is delimited by the wall of the intermediate wall 9 and a hood 20 which is located on the end face of the slide 16 facing the intermediate wall 9. The organ 18 has a servomotor 21 which is attached to the cover 8. A piston 22 of the servomotor 21 is connected to a rod 23, and this rod 23 is connected to a slider 24 which is slidably guided in a hub 25 of the cover 8. In the intermediate wall 9 there is a bore 26 through which the slider 24 passes. The exit point of the slider 24 from the intermediate wall 9 is sealed, for example by a labyrinth seal 27, which prevents solids contained in the natural gas from penetrating into the servomotor 21.
The slider 24 is rigidly connected to the annular slide 16 by means of radial ribs 28.
The compressor works in the following way:
In the operating state of the maximum (arithmetically provided) work output, the natural gas flow from the suction chamber 3 into the annular channel 19, then into the cavity of the tubular slide 16 and the suction nozzle 2 and is passed into the impeller 4. Because the blades 14 and the blade channels 1 4a (FIG. 2) of the guide apparatus 5 are covered by the radially inner slide 16, the blades 14 have an adverse influence on the natural gas flow which moves through the slide 16 and the suction nozzle 2 , avoided. The piston 22 of the servomotor 21 is in the right end position in FIG. 1.
The following is avoided here: narrowing of the current in the ring channel 19, which would increase the energy losses; losses caused by impact when flowing against the leading edges of the blades 14; likewise edge losses when flowing out of the blades 14; Loss of friction when the flowing current flows around the blades 14; non-stationary processes that cause dynamic loads in the impeller 4, in the diffuser 13 and in the bearings and seals of the compressor, not shown. All of the aforementioned, nonexistent effects increase the efficiency and the operational reliability of the compressor at maximum work output. The hood 20 ensures a bumpless entry of the current into the slide 16 without detachment.
In the operating state with minimal work output, the piston 22 of the servomotor 21 assumes the end position on the left in FIG. 1. When the piston 22 is shifted to the left, the rod 23 moves the slide 24 and the slide 16 to the left until the ring channel 19 is completely shut off by the latter. The natural gas stream, when it moves out of the suction chamber 3 through the blade channels 14a (FIG. 2) and flows around the blades 14, receives a peripheral speed component, the direction of which corresponds to the direction of rotation of the impeller 4. Furthermore, the swirl flow passes through the suction port 2 and then into the impeller 4.
As a result of the agreement of the direction of the projection of the absolute speed vector onto the direction of the peripheral speed vector with the direction of the peripheral speed vector of the impeller 4, the pressure generated by the impeller 4 decreases according to the Euler equation. The fact that the blades 14 are rigidly attached to the support ring 15 and the leading edges of the blades 14 are always at a zero inflow angle to the flow, the flow around the blades 14 from the current entering at a speed V (FIG. 2) occurs smoothly and with minimal losses due to separation and eddies, which reduces the specific energy consumption for gas compression and increases the operational reliability of the compressor.
In the operation of the compressor at partial load, which is smaller than the maximum and larger than the minimum, the piston 22 of the servomotor 21 assumes an intermediate position in which the rod 23 (FIG. 1) moves the slider 24 from the right end position to the left moves along the longitudinal axis 0-0. The slider 24 moves the slider 16, which partially covers the axially symmetrical ring channel 19 and partially opens the diffuser 5. The natural gas stream then passes from the suction chamber 3 via the ring channel 19 as well as via the blade channels 14a of the diffuser 5 into the suction nozzle 2.
The swirl flow generated on the blades 14, when combined with the non-swirl flow exiting the spool 16, gives the overall flow a peripheral velocity component, the vector of which is less than the vector of the peripheral velocity component of the stream, which corresponds to the minimum working power of the compressor . The total flow then passes through the suction port 2 into the impeller 4. As a result of the correspondence of the direction of the projection of the absolute speed vector of the total flow onto the direction of the circumferential speed vector with the direction of the circumferential speed vector of the impeller 4, there is a decrease in the pressure generated by the impeller 4 according to the Eulerian Equation instead.
The centrifugal compressor according to the invention increases the economic efficiency of gas lines considerably by matching its characteristic with the characteristic of a compressor that works in series with it or in parallel with it, and by matching it with the network characteristic.
In addition, the specific power that is used by the compressor for gas compression is reduced, both at maximum work output by canceling the throttling effect of the guide vanes, which in the known compressors are constantly in the suction port, and in work that differs from the computationally Distinguish the nominal power provided by avoiding the intermittent stress on the blades during their flow around the operating medium at the entrance and by the fact that the leading edges of the blades lie in the zone of low current velocities.
Furthermore, the construction of the guide apparatus which effects the swirl of the current is simplified and its dimensions are reduced, so that the manufacturing outlay for this is reduced.