Die Erfindung bezieht sich auf einen Zentrifugalturbokompressor gemäss dem Oberbegriff des Patentanspruches 1. Die Erfindung betrifft weiter ein Verfahren zum Betrieb eines solchen Kompressors.
In Zentrifugalturbomaschinen wie Gaskompressoren wird die kinetische Energie des strömenden Mediums, das mit hoher Geschwindigkeit aus dem Laufrad austritt, in Druckenergie umgewandelt, und der Wirkungsgrad und die Stabilität des Kompressors sind von den Einrichtungen zum Umwandeln der kinetischen Energie in statischen Druck abhängig. Eines der Hauptprobleme, das bei der Verwendung von mit festen Drehzahlen arbeitenden Zentrifugalturbokompressoren für Kälteanlagen auftritt, in denen sich die Kompressionsbelastung über einem breiten Bereich ändert, ist die Strömungsstabilisierung durch den Kompressor. Der Kompressoreinlass, das Laufrad und der Diffusorkanal müssen so bemessen werden, dass sich der gewünschte maximale Mengendurchsatz ergibt.
Wenn jedoch die Kapazitätssteuerung der Maschine vorgenommen wird, indem die Position einer Reihe von einstellbaren Leitschaufeln verändert wird, die an dem Einlass der Maschine angeordnet sind, wogegen der Diffusorverengungsquerschnitt fest ist, wird der Mengendurchsatz an Kältemittel, das zu dem Laufrad gefördert wird, verändert, um ihn den sich än dernden Belastungen der Maschine anzupassen. Bei maximaler Strömung kann jedoch das das Laufrad verlassende Kältemittel mehr sein als der feste Diffusor aufnehmen kann, so dass die Strömung in der Diffusorverengung gedrosselt wird. Wenn ein niedriger Mengendurchsatz durch einen solchen Kompressor vorhanden ist, kann der Diffusor zu gross sein und die Strömung wird instabil. Wenn der Mengendurchsatz ab einem stabilen Bereich vergrössert wird, erfolgt der Eintritt in einen Bereich von etwas instabiler Strömung.
In diesem Bereich etwas instabiler Strömung löst sich die Strömung sowohl in dem Laufrad als auch in dem Diffusor von der Wand auf der gesamten Länge des Strömungskanals ab, und es scheint zu einer teilweisen Strömungsumkehr in dem Diffusorkanal zu kommen, wodurch Geräusche erzeugt werden und der Kompressorwirkungsgrad verringert wird. Unterhalb dieses etwas instabilen Bereiches tritt in dem Kompressor sogenanntes Pumpen auf, bei dem es zu periodischen vollständigen Strömungsumkehrungen in dem Diffusorkanal kommt, durch die der Wirkungsgrad der Maschine zerstört wird.
Viele Hochleistungszentrifugalstufen haben einen Diffusorabschnitt mit festen Leitschaufeln, um die Umkehr der kinetischen Energie zu erzielen, da ein beschaufelter Diffusor bei dem Entwurfseinstellwinkel wirksamer ist als ein unbeschaufelter Diffusor. Der untere Strömungsgrenzwert entspricht dem Einsetzen eines Pump- oder Strömungsabrisszustands, der auftritt, wenn die Fluidströmung aus dem Laufrad tangentialer wird, wenn die Strömung abnimmt. Das erzeugt einen grossen Strömungswinkel und eine starke Strömung in bezug auf die Vorderkante der feststehenden Diffusorleitschaufeln, wodurch eine kräftige Instabilität erzeugt wird. Der obere Strömungsgrenzwert entspricht einem Drosselzustand, der verursacht wird, wenn die Fluidströmung aus dem Laufrad radialer wird und schliesslich die Diffusorverengung unter sehr grossem Verlust an kinetischer Energie verstopft.
Da ein schaufelloser Diffusor eine bessere Leistung bei vom Entwurfswert abweichendem Betrieb als ein beschaufelter Diffusor hat, weil bei ihm die mit dem Einfallswinkel verbundenen Verluste nicht auftreten, wird er häufig dort gewählt, wo es beträchtlichen vom Entwurfswert abweichenden Betrieb gibt.
Verschiedene Methoden sind angewandt worden, um den Bereich zwischen den Pump- und Verstopfungsgrenzwerten eines Kompressors zu vergrössern. Leitschaufeln in dem Einlass des Kompressors sind benutzt worden, um die Strömungsrichtung und -menge des eintretenden Gases zu verändern. Bewegliche Diffusorleitschaufeln sind ebenfalls benutzt worden, um das Ausrichten der Leitschaufeln auf die sich ändernde Strömungsrichtung zu gestatten, wenn sich die Durchflussrichtung ändert.
Drehzahlveränderliche Kompressoren, bei denen die Drehzahl des Laufrades verändert wird, um Änderungen in den Durchflussleistungen zu gestatten, sind mit einigem Erfolg im Stand der Technik benutzt worden. Diese drehzahlveränderlichen Maschinen sind jedoch sehr komplex und deshalb teuer in der Herstellung und im Betrieb. Infolgedessen haben sie im Stand der Technik und insbesondere in der Kälteindustrie keine allgemeine Verbreitung gefunden.
Eine erfolgreichere Methode des Verbesserns sowohl des Wirkungsgrades als auch des Betriebsbereiches eines Zentrifugalturbokompressors ist die Verwendung eines in veränderlicher Breite beschaufelten Diffusors. In diesem besonderen Fall enthält der Diffusor eine bewegliche Wand, die in bezug auf eine feste Wand wahlweise positioniert werden kann, um dazwischen die Strömung von Kältemittel zu steuern. Bei der Steuerung mit beweglicher Wand werden die Einlassleitschaufeln des Kompressors auf herkömmliche Weise benutzt, um die Mas senströmung von Kältemittel durch die Maschine zu regulieren, wogegen die Diffusorwandposition verändert wird, um Pumpen zu verhindern. Das Prinzip des beschaufelten Diffusors mit beweglicher Wand wird benutzt, um einen optimalen Einfallswinkel unabhängig von den Belastungszuständen aufrechtzuerhalten.
Das Einquetschen der Strömung durch Bewegen der verstellbaren Wand nach innen und somit Reduzieren der Breite des Diffusors wird eine radialere Strömungsrichtung ergeben, da die Breitenverringerung die radiale Geschwindigkeitskomponente (Massenkonservation) vergrössert, aber die tangentiale Komponente unbeeinflusst lässt (Drallkonservation).
Der Zentrifugalturbokompressor nach der Erfindung ist im Patentanspruch 1. gekennzeichnet. Anspruch 2. betrifft eine bevorzugte Ausgestaltung desselben. In Anspruch 3. ist das erfindungsgemässe Verfahren zum Betrieb des Kompressors nach der Erfindung angegeben.
Bei dem Zentrifugalturbokompressor nach der Erfindung lässt sich die Kapazität verändern. Dadurch wird ein breiter Bereich von stabilen Durchflussleistungen erreicht.
Weiter lässt sich bei dem Zentrifugalturbokompressor nach der Erfindung, die Gasströmung bei extrem niedrigen Durchflussleistungen stabilisieren
Der Wirkungsgrad des erfindungsgemässen Zentrifugalturbokompressors ist über einem breiten Bereich von Durchflussleistungen optimiert. Durch den Diffusor mit dem beweglichen Büchsenring lässt sich der stabile Betriebsbereich des Zentrifugalkompressors ausdehnen, indem der umlaufende Strömungsabriss in dem beschaufelten Diffusor auf später verlegt wird.
Weiter gestattet die Erfindung verdrehte Diffusorleitschaufeln in Kombination mit dem beweglichen Büchsenring.
Schliesslich sind bei dem Zentrifugalturbokompressor nach der Erfindung Strömungsverluste aufgrund von Leckage durch den Spalt zwischen den Leitschaufeln und den Schlitzen in einer beweglichen Wand eliminiert und ein Kontakt und ein Hängenbleiben zwischen der beweglichen Wand und den Leitschaufeln beseitigt.
Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der folgenden ausführlichen Beschreibung einer bevorzugten Ausführungsform in Verbindung mit den beigefügtenen Zeichnungen, die ein Teil dieser Beschreibung sind und in denen gleiche Teile gleiche Bezugszahlen tragen und in denen
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer Zentrifugalturbokompressionskälteanlage mit einem beweglichen Ring nach der Erfindung ist; und
Fig. 2 in Seitenansicht und teilweise im Schnitt einen Teil des in Fig. 1 gezeigten Zentrifugalturbokompressors nach der Erfindung zeigt, dessen Diffusorbüchsenring in offener Position dargestellt ist.
Fig. 1 zeigt eine Zentrifugalturbodampfkompressionskälteanlage 31 mit einem Steuersystem 33 zum Betreiben der Kälteanlage 31. Gemäss Fig. 1 enthält die Kälteanlage 31 einen Kompressor 32, einen Konensator 34, einen Verdampfer 35 und eine Expansionsvorrichtung 36. Im Betrieb wird komprimiertes gasförmiges Kältemittel von dem Kompressor 32 über eine Kompressorauslassleitung 37 an den Kondensator 34 abgegeben, in welchem das gasförmige Kältemittel durch relativ kaltes Kondensationswasser, das durch eine Rohrleitung 38 in dem Kondensator 34 strömt, zum Kondensieren gebracht wird. Das kondensierte flüssige Kältemittel aus dem Kondensator geht durch die Kältemittelleitung 39 und die Expansionsvorrichtung 36 hindurch zu dem Verdampfer 35.
In dem Verdampfer 35 wird das flüssige Kältemittel verdampft, um ein Wärmeübertragungsfluid, wie beispielsweise Wasser, abzukühlen, das durch eine Rohrleitung 10 in dem Verdampfer 35 strömt. Dieses kalte Wärmeübertragungsfluid wird zum Kühlen eines Gebäudes oder für andere derartige Zwecke benutzt. Das gasförmige Kältemittel aus dem Verdampfer 35 strömt durch die Kompressorsaugleitung 11 zurück zu dem Kompressor 32 unter der Steuerung von Kompressoreinlassleitschaufeln 12. Das gasförmige Kältemittel, das in den Kompressor 32 eintritt, wird von dem Kompressor 32 an eine Auslassspirale 47 und über die Kompressorauslassleitung 37 abgegeben, um den Kältezyklus zu vervollständigen. Dieser Kältezyklus wiederholt sich während des normalen Betriebes der Kälteanlage 31 ständig.
Weiter weist gemäss der Darstellung in Fig. 1 der Zentrifugalturbokompressor 32 der Kälteanlage 1 einen Elektromotor 25 zum Antreiben des Kompressors 32 auf, der unter der Steuerung einer Steueranordnung 33 steht. Die Kompressoreinlassleitschaufeln 12 werden durch einen Leitschaufelstellantrieb 14 geöffnet und geschlossen, der durch die Steueranordnung 33 gesteuert wird. Ein beweglicher Büchsenring 41 und 42 wird durch Steuerventile 50 und 51 sowie durch einen Stellantrieb 53 gesteuert.
Die Steueranordnung 33 enthält einen Kompressormotoranlasser 22, eine Systemschnittstellenkarte 16 und eine Prozessorkarte 17. Ausserdem ist ein Temperatursensor 13 zum Messen der Temperatur des den Verdampfer 35 über die Rohrleitung 10 verlassenden Wärmeübertragungsfluids durch elektrische Leitungen 20 direkt an die Prozessorkarte 17 angeschlossen.
Der Temperatursensor 13 ist vorzugsweise eine temperaturempfindliche Widerstandsvorrichtung, beispielsweise ein Thermistor, dessen Messteil in dem den Verdampfer 35 verlassenden Wärmeübertragungsfluid angeordnet ist, wobei dessen Widerstand durch die Prozessorkarte 17 überwacht wird. Selbstverständlich kann der Temperatursensor 13 irgendeiner von vielen Temperatursensoren sein, die zum Erzeugen eines Signals geeignet sind, das die Temperatur des den Verdampfer 35 verlassenden Wärmeübertragungsfluids angibt und dieses erzeugte Signal an die Prozessorkarte 17 anlegt.
Die Prozessorkarte 17 kann irgendeine Vorrichtung oder Kombination von Vorrichtungen sein, die mehrere Eingangssignale empfängt, die empfangenen Eingangssignale gemäss vorprogrammierten Prozeduren verarbeitet und gewünschte Ausgangssteuersignale auf die empfangenen und verarbeiteten Eingangssignale hin erzeugt. Zum Beispiel kann die Prozessorkarte 17 einen Mikrocomputer umfassen, beispielsweise das Modell 8031 der Intel Corporation, Santa Clara, California.
Die Systemschnittstellenkarte 16 weist mehrere Schaltvorrichtungen zum Steuern des elektrischen Stromflusses von einer Stromversorgung (nicht dargestellt) über die Systemschnittstellenkarte 16 zu dem Leitschaufelstellantrieb 14, dem Steuerventilstellantrieb 53 und dem Motor 25 zum Antreiben des Kompressors 32 auf. Jede Schaltvorrichtung kann ein Triac sein, z.B. das Modell SC-140 der General Electric Company, Auburn, New York. Selbstverständlich können statt Triac-Schaltern auch andere Schalter als Schaltvorrichtungen benutzt werden.
Die Schaltvorrichtungen auf der Systemschnittstellenkarte 16 werden aufgrund von Steuersignalen gesteuert, die durch die Schaltvorrichtungen von der Prozessorkarte 17 empfangen werden. Auf diese Weise werden der Leitschaufelstellantrieb 14, der Steuerventilstellantrieb 53, die Betriebssteuerventile 50 und 51 und der den Kompressor 32 antreibende Motor 25 durch die Prozessorkarte 17 gesteuert.
Der Leitschaufelstellantrieb 14 und der Steuerventilstellantrieb 53 können irgendwelche Vorrichtungen sein, die geeignet sind, die Leitschaufeln 12 entweder in deren vollständig geöffnete oder in deren vollständig geschlossene Position zu bewegen oder die Steuerventile 50 und 51 aufgrund von elektrischen Signalen, die über elektrische Leitungen 21 bzw. 23 empfangen werden, zu öffnen oder zu schliessen.
Beispielsweise können der Leitschaufelstellantrieb 14 und die Steuerventilstellantriebe 53 ein Elektromotor sein, wie z.B. das Modell MC-351 der Barber-Coleman Company, Rockford, Illinois, um die Leitschaufeln 12 und die Steuerventile 50 und 51 entweder in deren vollständig geöffnete oder in deren vollständig geschlossene Position zu bewegen, je nachdem, welche der beiden Schaltvorrichtungen auf der Systemschnittstellenkarte 16 durch die Steuersignale betätigt wird, welche die Schaltvorrichtungen von der Prozessorkarte 17 empfangen.
Der Leit schaufelstellantrieb 14 und die Steuerventilstellantriebe 53 können gesteuert werden, um die Leitschaufeln 14 und die Steuerventile 50 und 51 in deren vollständig geöffnete oder vollständig geschlossene Position gemäss irgendeinem von vielen Steuerschemata zu bewegen, welche so ausgelegt sind, dass die Kapazität der Kälteanlage 31 derart gesteuert wird, dass sie der Belastung der Kälteanlage 31 angepasst ist und dass der Strömungswinkel dem Leitschaufelwinkel an dem beschaufelten Diffusoreinlass angepasst ist. Vorzugsweise werden die Ventile 50 und 51 aufgrund der Position der Leitschaufeln 12 betätigt, die durch eine Fühleinrichtung 55 abgefühlt wird.
Die Fühleinrichtung 55 kann ein Grenzschalter oder ein Steuergestänge sein, das durch die Leitschaufel aufgrund der Bewegung der Leitschaufel 12 in vorbestimmte Positionen betätigt wird, die eine begrenzte Strömung durch den Kompressor 32 anzeigen. Der Kompressormotoranlasser 22 ist eine Vorrichtung, die elektrischen Strom von der Stromversorgung 23 zu dem Elektromotor 25 des Kompressors 32 leitet, um den Motor 25 anzulassen und zu betreiben. Z.B. kann der Kompressormotoranlasser 22 ein herkömmliches Stern-Dreieck (Y- DELTA )-Motoranlassschütz sein. Selbstverständlich kann der Kompressormotoranlasser 22 irgendeines von vielen Systemen sein, die in der Lage sind, elektrischen Strom von der Stromquelle 23 zu dem Elektromotor 25 des Kompressors 32 zu leiten, um den Motor 25 anzulassen und zu betreiben.
Die Steuerventile 50 und 51 und die Stellantriebe 53 können irgendwelche Vorrichtungen sein, die geeignet sind, die beweglichen Ringe 41 und 42 in axialer Richtung in dem Diffusorkanal 46 zu bewegen, in dem auch die feststehenden Leitschaufeln 48 untergebracht sind.
Gemäss der Erfindung und der Darstellung in Fig. 2 ist der bewegliche Ring 41 zur Bewegung in einer Aussparung 28 und in dem Diffusorkanal 16 zwischen einer offenen Position und einer vollen Drosselposition gelagert. In der vollen Drosselposition drosselt der bewegliche Ring 41 die Dampfströmung durch den Diffusorkanal 16, und, vorzugsweise, in der offenen Position gestattet der bewegliche Ring eine ungehinderte Dampfströmung durch den Diffusorkanal. Eine Vorspanneinrichtung 19 ist zwischen dem beweglichen Büchsenring 41 und einem Kolben 63 vorgesehen, um den beweglichen Büchsenring 41 in die voll offene Position zu drücken. Die Vorspanneinrichtung 19 weist vorzugsweise eine elastische Einrichtung auf, z.B. eine Feder, die in der Aussparung 28 angeordnet ist.
Das Steuerventil 51, das im allgemeinen an einem Gehäuse 67 befestigt ist, erzeugt eine Druckkraft an dem Kolben 63 in einer Richtung, die zu der Kraft der Vorspanneinrichtung 19 entgegengesetzt ist, um den beweglichen Ring 41 in Richtung auf die Position vollständiger Drosselung zu bewegen. Wenn sich der bewegliche Büchsenring 41 vorwärts bewegt, in den Zeichnungen von links nach rechts, wird er durch den Fluiddruck in einer Leitung 65 gesteuert, die durch das Steuerventil 51 gesteuert wird, welches seinerseits durch den Ventilstellantrieb 53 geöffnet oder geschlossen wird. Der bewegliche Büchsenring 41 ist in unmittelbarer Nähe der feststehenden Leitschaufeln 48 positioniert, um Strömungsverluste zu minimieren und einen höheren Kompressorwirkungsgrad bei Vollast zu erzielen.
Die Erfindung ist zwar hier unter Bezugnahme auf eine besondere Ausführungsform beschrieben worden, sie beschränkt sich jedoch nicht auf die hier angegebenen Einzelheiten, denn diese Anmeldung soll alle Modifizierungen oder Änderungen umfassen, die im Rahmen der Erfindung liegen.
The invention relates to a centrifugal turbo compressor according to the preamble of claim 1. The invention further relates to a method for operating such a compressor.
In centrifugal turbomachines such as gas compressors, the kinetic energy of the flowing medium that emerges from the impeller at high speed is converted into pressure energy, and the efficiency and stability of the compressor are dependent on the means for converting the kinetic energy into static pressure. One of the main problems encountered when using fixed speed centrifugal turbo compressors for refrigeration systems where the compression load changes over a wide range is flow stabilization by the compressor. The compressor inlet, the impeller and the diffuser channel must be dimensioned so that the desired maximum flow rate is obtained.
However, if the capacity control of the machine is done by changing the position of a series of adjustable guide vanes located at the inlet of the machine, while the diffuser constriction cross section is fixed, the amount of refrigerant delivered to the impeller is changed. to adapt it to the changing loads on the machine. At maximum flow, however, the refrigerant leaving the impeller can be more than the fixed diffuser can hold, so that the flow is throttled in the diffuser constriction. If there is a low flow rate through such a compressor, the diffuser may be too large and the flow becomes unstable. If the volume flow rate is increased from a stable range, the entry into a range of somewhat unstable flow occurs.
In this area of somewhat unstable flow, the flow in both the impeller and diffuser is detached from the wall along the entire length of the flow channel, and partial flow reversal appears to occur in the diffuser channel, creating noise and compressor efficiency is reduced. Below this somewhat unstable range, so-called pumping occurs in the compressor, in which there are periodic complete flow reversals in the diffuser channel, which destroy the efficiency of the machine.
Many high performance centrifugal stages have a diffuser section with fixed vanes to achieve the reversal of the kinetic energy because a bladed diffuser is more effective at the design setting angle than an unbladed diffuser. The lower flow limit corresponds to the onset of a pumping or stall condition that occurs when the fluid flow from the impeller becomes more tangent as the flow decreases. This creates a large flow angle and a strong flow with respect to the leading edge of the fixed diffuser vanes, which creates a strong instability. The upper flow limit corresponds to a throttling condition which is caused when the fluid flow from the impeller becomes more radial and finally clogs the diffuser constriction with a very large loss of kinetic energy.
Because a vane-less diffuser performs better in off-design operation than a bladed diffuser because it does not experience the losses associated with the angle of incidence, it is often chosen where there is significant off-design operation.
Various methods have been used to increase the range between a pump's pumping and clogging limits. Guide vanes in the inlet of the compressor have been used to change the direction and amount of gas flow. Movable diffuser vanes have also been used to allow the vanes to be aligned with the changing flow direction as the flow direction changes.
Variable speed compressors in which the speed of the impeller is changed to allow changes in flow rates have been used with some success in the prior art. However, these variable-speed machines are very complex and therefore expensive to manufacture and operate. As a result, they have not been widely used in the prior art, and particularly in the refrigeration industry.
A more successful method of improving both the efficiency and operating range of a centrifugal turbocompressor is to use a variable width bladed diffuser. In this particular case, the diffuser includes a moveable wall that can be optionally positioned with respect to a fixed wall to control the flow of refrigerant therebetween. In moving wall control, the compressor inlet guide vanes are used in a conventional manner to regulate the mass flow of refrigerant through the machine, while changing the diffuser wall position to prevent pumps. The principle of the bladed diffuser with a movable wall is used to maintain an optimal angle of incidence regardless of the load conditions.
Squeezing the flow by moving the adjustable wall inwards and thus reducing the width of the diffuser will result in a more radial flow direction, since the reduction in width increases the radial speed component (mass conservation) but leaves the tangential component unaffected (swirl conservation).
The centrifugal turbo compressor according to the invention is characterized in claim 1. Claim 2. relates to a preferred embodiment of the same. In claim 3, the inventive method for operating the compressor according to the invention is given.
In the centrifugal turbo compressor according to the invention, the capacity can be changed. This achieves a wide range of stable flow rates.
Furthermore, in the centrifugal turbocompressor according to the invention, the gas flow can be stabilized at extremely low flow rates
The efficiency of the centrifugal turbo compressor according to the invention is optimized over a wide range of flow rates. The stable operating area of the centrifugal compressor can be expanded by the diffuser with the movable sleeve ring, in that the circulating flow stall in the bladed diffuser is moved to later.
Furthermore, the invention allows twisted diffuser vanes in combination with the movable sleeve ring.
Finally, in the centrifugal turbocompressor according to the invention, flow losses due to leakage through the gap between the guide vanes and the slots in a movable wall are eliminated and contact and sticking between the movable wall and the guide vanes are eliminated.
Further features and advantages of the invention will become apparent from the following detailed description of a preferred embodiment in conjunction with the accompanying drawings which are a part of this description and in which like parts bear like reference numerals and in which
Fig. 1 is a schematic representation of a centrifugal turbo compression refrigeration system with a movable ring according to the invention; and
Fig. 2 shows in side view and partly in section a part of the centrifugal compressor shown in Fig. 1 according to the invention, the diffuser sleeve ring is shown in the open position.
1 shows a centrifugal turbo vapor compression refrigeration system 31 with a control system 33 for operating the refrigeration system 31. According to FIG. 1, the refrigeration system 31 contains a compressor 32, a condenser 34, an evaporator 35 and an expansion device 36. In operation, compressed gaseous refrigerant is released from the compressor 32 is discharged via a compressor outlet line 37 to the condenser 34, in which the gaseous refrigerant is condensed by relatively cold condensation water flowing through a conduit 38 in the condenser 34. The condensed liquid refrigerant from the condenser passes through the refrigerant line 39 and the expansion device 36 to the evaporator 35.
In the evaporator 35, the liquid refrigerant is evaporated to cool a heat transfer fluid, such as water, that flows through a pipe 10 in the evaporator 35. This cold heat transfer fluid is used to cool a building or for other such purposes. The gaseous refrigerant from the evaporator 35 flows through the compressor suction line 11 back to the compressor 32 under the control of compressor inlet guide vanes 12. The gaseous refrigerant entering the compressor 32 is discharged from the compressor 32 to an outlet scroll 47 and via the compressor outlet line 37 to complete the cooling cycle. This refrigeration cycle is repeated continuously during the normal operation of the refrigeration system 31.
1, the centrifugal turbocompressor 32 of the refrigeration system 1 has an electric motor 25 for driving the compressor 32, which is under the control of a control arrangement 33. The compressor inlet guide vanes 12 are opened and closed by a guide vane actuator 14 which is controlled by the control arrangement 33. A movable sleeve ring 41 and 42 is controlled by control valves 50 and 51 and by an actuator 53.
The control arrangement 33 contains a compressor motor starter 22, a system interface card 16 and a processor card 17. In addition, a temperature sensor 13 for measuring the temperature of the heat transfer fluid leaving the evaporator 35 via the pipeline 10 is connected directly to the processor card 17 by electrical lines 20.
The temperature sensor 13 is preferably a temperature-sensitive resistance device, for example a thermistor, the measuring part of which is arranged in the heat transfer fluid leaving the evaporator 35, the resistance of which is monitored by the processor card 17. Of course, the temperature sensor 13 may be any of many temperature sensors suitable for generating a signal indicative of the temperature of the heat transfer fluid leaving the evaporator 35 and applying this generated signal to the processor card 17.
The processor card 17 may be any device or combination of devices that receives multiple input signals, processes the received input signals according to pre-programmed procedures, and generates desired output control signals in response to the received and processed input signals. For example, processor card 17 may include a microcomputer, such as model 8031 from Intel Corporation, Santa Clara, California.
The system interface card 16 has a plurality of switching devices for controlling the flow of electrical current from a power supply (not shown) via the system interface card 16 to the guide vane actuator 14, the control valve actuator 53 and the motor 25 for driving the compressor 32. Each switching device can be a triac, e.g. the General Electric Company's SC-140 model, Auburn, New York. Of course, other switches can be used as switching devices instead of triac switches.
The switching devices on the system interface card 16 are controlled based on control signals received by the switching devices from the processor card 17. In this way, the vane actuator 14, the control valve actuator 53, the operation control valves 50 and 51 and the motor 25 driving the compressor 32 are controlled by the processor card 17.
The guide vane actuator 14 and the control valve actuator 53 can be any devices suitable for moving the guide vanes 12 either in their fully open or in their fully closed position, or the control valves 50 and 51 based on electrical signals transmitted via electrical lines 21 and 23 are received, open or close.
For example, the vane actuator 14 and the control valve actuators 53 may be an electric motor, such as the MC-351 model from Barber-Coleman Company, Rockford, Illinois, to move the vanes 12 and control valves 50 and 51 either in their fully open or in their fully closed position, depending on which of the two switches on the system interface card 16 is actuated by the control signals which the switching devices receive from the processor card 17.
The vane actuator 14 and control valve actuators 53 can be controlled to move the vane 14 and control valve 50 and 51 to their fully open or fully closed position according to any of many control schemes designed to accommodate the capacity of the refrigeration system 31 is controlled that it is adapted to the load of the refrigeration system 31 and that the flow angle is adapted to the guide vane angle at the bladed diffuser inlet. Valves 50 and 51 are preferably actuated based on the position of guide vanes 12, which is sensed by a sensing device 55.
The sensing device 55 may be a limit switch or control linkage that is actuated by the vane due to the movement of the vane 12 in predetermined positions that indicate a limited flow through the compressor 32. The compressor motor starter 22 is a device that conducts electrical power from the power supply 23 to the electric motor 25 of the compressor 32 to start and operate the motor 25. E.g. The compressor motor starter 22 may be a conventional star-delta (Y-DELTA) motor starter. Of course, the compressor motor starter 22 may be any of many systems capable of supplying electrical power from the power source 23 to the electric motor 25 of the compressor 32 to start and operate the motor 25.
The control valves 50 and 51 and the actuators 53 can be any devices which are suitable for moving the movable rings 41 and 42 in the axial direction in the diffuser channel 46, in which the stationary guide vanes 48 are also accommodated.
According to the invention and the illustration in FIG. 2, the movable ring 41 is mounted for movement in a recess 28 and in the diffuser channel 16 between an open position and a full throttle position. In the full throttle position, the movable ring 41 restricts steam flow through the diffuser channel 16, and, preferably, in the open position, the movable ring allows unimpeded steam flow through the diffuser channel. A biasing device 19 is provided between the movable sleeve ring 41 and a piston 63 to push the movable sleeve ring 41 into the fully open position. The biasing device 19 preferably has an elastic device, e.g. a spring which is arranged in the recess 28.
The control valve 51, which is generally attached to a housing 67, generates a compressive force on the piston 63 in a direction opposite to the force of the biasing device 19 to move the movable ring 41 toward the full throttle position. As the movable sleeve ring 41 moves forward, from left to right in the drawings, it is controlled by the fluid pressure in a conduit 65 which is controlled by the control valve 51 which in turn is opened or closed by the valve actuator 53. The movable sleeve ring 41 is positioned in the immediate vicinity of the fixed guide vanes 48 in order to minimize flow losses and to achieve a higher compressor efficiency at full load.
Although the invention has been described here with reference to a particular embodiment, it is not restricted to the details given here, since this application is intended to include all modifications or changes that are within the scope of the invention.