CN101868630B - 离心压缩机的翼型扩压器 - Google Patents

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Abstract

用于离心压缩机的翼型扩压器，该扩压器由扩压器通道区域和位于该扩压器通道区域内的多个扩压器叶片形成。扩压器通道区域限定在毂板和离心压缩机的罩之间。每个扩压器叶片沿在所述毂板和与所述毂板相对设置的所述罩的所述外部之间截取的叠加方向具有扭转的构造。作为扭转构造的结果，扩压器叶片入口角从所述毂板到所述罩的所述外部减小。在所述扩压器叶片前缘处的稠度测量结果在较低稠度值和较高稠度值之间变化，所述较低稠度值在所述毂板处测得并小于约1.0，而所述较高稠度值在所述罩的所述外部处测得并不小于1.0。

Description

离心压缩机的翼型扩压器
技术领域
本发明涉及用于离心压缩机的翼型扩压器，该扩压器包括多个位于扩压器通道区域内的扩压器叶片，在该扩压器通道区域中，每个扩压器叶片具有沿叠加方向的扭转构造。更具体地，本发明设计这样的扩压器，在该扩压器中，在翼型扩压器叶片的前缘处测得的稠度值在压缩机毂板出的小于1.0的值和在与所述毂板相对设置的压缩机罩的外部处测得的大于1.0的值之间变化。
背景技术
离心压缩机用于多种工业应用。离心压缩机的主要部件是叶轮，其由通常为电动机的动力源驱动。叶轮在毂板和相邻的罩的内部环形区域旋转。叶轮旋转有叶片的元件，该元件将要压缩的流体抽吸通过罩并将高速流体且因此具有高动能的流体改向到叶轮的旋转方向的大致径向方向。扩压器位于叶轮的下游并位于限定在毂板和罩的外部之间的扩压器通道区域内以通过降低要被压缩的流体的速度来恢复气体的压力。最终的加压流体被朝着压缩机的出口导向。
在无叶片的扩压器中，毂板和罩的外部之间的扩压器通道区域是不断增加的以恢复压力。在叶片型扩压器中，叶片在扩压器通道区域内连接到毂板或罩的外部。当从毂板向罩观察时，叶片可具有恒定的横剖面。在被称为翼型扩压器的叶片型扩压器中，叶片具有翼型剖面而不是恒定的横剖面。
驱动这样的离心压缩机所需要的动力可代表采用离心压缩机的工厂运行成本的相当大的部分。例如，在空气分离工厂，运转工厂所需要的大多数成本都是用在对空气进行压缩中的电能成本。在诸如空气分离之类的上述应用中采用的压缩机需要有宽的运行范围，其它应用也一样。例如，在空气分离工厂，必须能调低生产和提高生产。这个可变的运行可由要求或时刻变化的当地电能成本驱动。然而，即使给定电能成本，宽的运行范围及该运行范围上的压缩机效率也是必须的。
在增大运行范围同时维持效率的尝试中，可能的是改变叶轮设计和扩压器设计。然而，关于叶轮设计，所采用的实际设计由压缩机的机械布置和最终流动条件(例如特定的速度)限制。这些布置，导致了预先确定了许多的叶轮特点，例如，叶轮罩的设计和导流片的布置、轴向长度，并且因此，子午线轮廓和三维空气动力学构造的使用，即空气动力学掠弯和倾斜以及使用分流叶片。然而，通常，最常用的叶轮特点是在叶轮出口的叶片后掠。这通过降低的流率给离心级提供了升高压力的特点，降低的流率增加了该级的稳定性。而且，与设计为相同旋转速度和压力比的带径向叶片的叶轮相比，后掠叶轮具有比带径向叶片的叶轮设计更低的叶轮压力载荷、增大的叶轮反作用和增大的向流体的无损能量传递(科氏加速度)。
扩压器设计的限制比叶轮的少。对扩压器设计的几何限制是多个悬臂式级的蜗壳和收集器的大小，或多个梁型级情况下的回转通道。无叶片的扩压器能够为离心压缩机级提供具有中等压力恢复水平和中等效率的大的运行范围。另一方面，叶片型扩压器具有更高的效率水平但范围缩小。在增大运行范围的尝试中，US2372880提供了叶片型扩压器，其具有不带翼型横剖面但叶片带有扭转的叶片，从而改变喉部面积并因此增大压缩机的运行范围。最终的扩压器是高稠度扩压器或者换句话说，几何上具有这样的比值，该比值通过使在叶片的前缘和后缘之间测得的距离除以相邻叶片的前缘间的周向间隔而计算得到，该比值大于1.0。
低稠度扩压器，它们是具有稠度值小于1.00的翼型扩压器，并且特征在于在扩压器通道中没有几何喉部，已经证明该种扩压器具有与无叶片的扩压器类似的大流量范围，但压力恢复水平高于无叶片的扩压器。然而，已经发现，与高稠度扩压器相比，增大的运行范围以效率为代价。在另一极端，已经构造了高稠度扩压器，其虽然具有更高的效率，但不具有低稠度扩压器的运行范围。
如将讨论的，在本发明中，一方面，提供一种翼型扩压器，其中扩压器叶片构造成带有扭转的构造，这些叶片在毂板上产生低稠度值而在罩上产生高稠度值，结果是与现有技术相比，该扩压器不仅给予该离心压缩机更宽的运行范围，还给予在该宽运行范围上的高效率。
发明内容
本发明提供了用于离心压缩机的翼型扩压器，其中稠度从毂板处的低稠度值变化到罩处的高稠度值。根据本发明，翼型扩压器具有扩压器通道区域，该区域限定在毂板和与所述毂板相对设置的罩的外部之间。毂板和所述罩形成所述离心压缩机的一部分，并且分别具有大致的环形构造以允许所述离心压缩机的叶轮在它们的内部环形区域内旋转。多个扩压器叶片以圆形布置的方式位于所述毂板和所述罩的所述外部之间的扩压器通道区域内，连接到所述毂板或所述罩的所述外部。
扩压器叶片沿在所述毂板和所述罩的所述外部之间截取的叠加方向具有扭转的构造，使得所述扩压器叶片中每一个围绕基本沿所述叠加方向延伸的线扭转，该线穿过每个翼型剖面的空气动力中心，并且扩压器叶片中每一个都具有叶片入口角和倾斜角，所述叶片入口角从所述毂板到所述罩的所述外部减小，并且当沿叶轮旋转的方向观察时，在所述毂板处测得的所述倾斜角在所述前缘处具有负值，而在所述后缘处具有正值。要注意的是，如本处和权利要求中所使用的，术语“叠加方向”指的是每个扩压器叶片的横跨方向，沿着该方向，无数个翼型剖面从毂板叠加到罩的外部。术语“叶片入口角”指的是在与从沿着前缘的测点(例如在毂板上和在罩的外部上)穿过该叶片的圆弧相切的切线和穿过该扩压器叶片的前缘并与该扩压器叶片的中心线相切的切线之间测得的角。本处和权利要求中使用的术语“倾斜角”是当在毂板上测量时，每个扩压器叶片在其横跨方向上与垂直于毂板的线形成的角。作为惯例，该角度在叶轮旋转的方向上具有正值。
在前述内容的基础上，在本发明的翼型扩压器中，在该扩压器叶片前缘处的稠度测量结果在较低稠度值和较高稠度值之间变化，所述较低稠度值在所述毂板处测得并小于约1.0，而所述较高稠度值在所述罩的所述外部处测得并不小于1.0。在这方面，术语“稠度值”指的是每个扩压器叶片的弦线距离或者，换句话说，分离前缘和后缘的距离除以在叶片前缘处的叶片周向间隔的比值。周向间隔和弦线距离都在毂板处和罩的外部处的进行测量的位置确定。在没有叶片掠弯的情况下，周向距离保持不变。
优选地，所述较低稠度值落入在约0.5和约0.95之间的较低范围内；并且所述较高稠度值落入在约1和约1.4之间的较高范围内。更优选地，较低稠度值是约0.8而所述较高稠度值是约1.3。所述叶片入口角相对于所述叠加方向以线性关系变化。优选地，所述扩压器叶片中每一个围绕基本沿所述叠加方向延伸的线扭转，该线穿过每个翼型剖面的空气动力中心。
所述倾斜角的绝对值优选不大于约75度。优选地，在所述毂板处测得的所述叶片入口角在约15.0度和约50.0度之间并且在所述罩的所述外部处测得的所述叶片入口角在约5.0度和约25.0度之间。在所述毂板和所述罩的所述外部两处的所述外倾角在约0.0度和约30度之间，优选地，在约5度和约10度之间。在这方面，术语“外倾角”指的是在穿过该扩压器叶片的前缘并与该扩压器叶片的中心线相切的切线和通过扩压器叶片的后缘并与该扩压器叶片的中心线相切的切线之间测得的角。
优选地，扩压器叶片中每一个都具有NACA65型翼型剖面。而且，所述扩压器叶片中每一个具有最大厚度与翼弦比，当分别在所述罩的所述外部和所述毂板处测量时，所述最大厚度与翼弦比在约2％和约6％之间。在这方面，所述扩压器叶片中每一个具有约0.045的厚度与翼弦比，该值是在所述罩的所述外部和所述毂板处取得的测量结果的平均值。
优选地，所述扩压器叶片在其所述前缘以恒定偏离量偏离于所述毂板的内径，当在所述毂板上测量时，该恒定偏离量在用于所述翼型扩压器的叶轮的叶轮半径的约5％和约25％之间。优选的恒定偏离量约为15.0％。本文和权利要求中使用的术语“偏离”指的是叶轮半径的百分比。可以存在个数在7和19之间的扩压器叶片，优选是9个扩压器叶片。前缘和后缘都构造成不掠弯的。
附图说明
虽然说明书已清楚地指出了申请人认为作为其发明的主题的权利要求，但应当理解的是，当结合附图的说明时能更好地理解本发明。
图1是根据本发明的翼型扩压器的局部正视图；
图2是根据本发明的翼型扩压器的毂板的平面图，该毂板在图1的正视图中局部地示出；
图3是结合在图2示出的毂板中的扩压器叶片的局部放大正视图；
图4是图2图示的毂板的局部放大平面图；
图5是在毂板上获得的根据本发明的翼型扩压器的叶片轮廓的放大平面图，来说明每个叶片在毂板上的叶片入口角和外倾角；
图6是在罩的外部获得的根据本发明的翼型扩压器的叶片轮廓的放大平面图，来说明每个叶片在罩的外部上叶片入口角和外倾角；
图7用曲线图表示了根据本发明的扩压器叶片所采用的并在图1-5中示出的倾斜角的绝对值与沿着扩压器叶片的子午线距离的对比；
图8用曲线图表示了根据本发明的效率与体积流量除以翼型扩压器压缩机级的叶轮旋转速度的对比，并与现有技术的低稠度和高稠度翼型扩压器进行比较；和
图9用曲线图表示了根据本发明的压力恢复系数与体积流量除以翼型扩压器的流速的对比，并与现有技术的低稠度和高稠度翼型扩压器进行比较。
具体实施方式
参考图1和2，图示了根据本发明的翼型扩压器1。翼型扩压器1包含在离心压缩机的毂板10和其罩12之间。毂板10和罩12两者都具有大致的环形构造以允许离心压缩机的叶轮在它们的内部环形区域旋转。如此，毂板10具有圆形外周14和圆形内周16。罩12具有特定构型的入口部18，被压缩的气体通过入口部18被吸入叶轮；还具有与毂板10相对定位的外部20，外部20从入口部18径向延伸。如本领域已知的，罩12形成压缩机外壳的一部分而毂板10连接到该压缩机外壳。翼型扩压器1由限定在毂板10和罩12的外部20之间的扩压器通道区域21和扩压器叶片22形成。虽然未示出，扩压器通道区域21与压缩机出口相连通，压缩气体经由螺旋的或回转通道从该出口排出。扩压器叶片22连接到毂板10并因此定位在毂板10和罩12的外部20之间。可以使扩压器叶片22连接到罩12的外部20。如图2中最佳示出的，扩压器叶片22以圆形布置定位。
虽然未示出，叶轮被定位成在毂板10的圆形内周16中旋转并接近罩12的特定构型的入口部。虽然本发明可以与任何的叶轮设计一起使用，但优选在叶轮出口具有后掠角的叶轮。还应注意的是，本发明可以应用于任何离心压缩机而与具体的制造商无关。
如从图2所明了的，可以看到扩压器叶片的每一个在叠加方向上都具有扭转的构造。再参考图3，扩压器叶片22的每一个都具有前缘24和后缘26。因为扩压器叶片22的每一个都包括翼剖面，所以它还具有在前缘24和后缘26之间的翼弦线。扩压器叶片22中每一个的在每个扩压器叶片22与毂板结合处的翼弦线距离，或者换句话说，分开前缘24和后缘26的距离，由翼弦线距离“D1”给出。在扩压器叶片22中每一个接触罩12的外部20处的分开前缘24和后缘26的翼弦线距离由距离“D2”表示。虽然未示出，在扩压器叶片22和毂板10的上述结合处，设置圆角以形成叶片和板间的光滑过渡。
再参考图4，在扩压器叶片22中每一个的前缘24处，可以在毂板10和罩12的外部20上测量扩压器叶片22之间的间隔，即分开扩压器叶片22的周向距离。沿着具有半径“R”的圆弧分开扩压器叶片22的该周向距离由“D3”给出。在所图示的实施例中，通过获得圆圈2πR(扩压器叶片22的每一个的前缘24都位于该圆圈上)的周长并用叶片数除该周长来确定“D3”。在图示的实施例中，该距离在毂板10和罩12的外部20之间不会变化，因为叶片在其前缘24处是不掠弯的。
应当注意的是，在附图中，即在图1-4中，扩压器叶片22中每一个的前缘24的角都不是掠角，而是由于对扩压器叶片22施加扭转而出现的角，如这些图中所示。如本领域已知的，当术语“掠弯”与翼型扩压器叶片的前缘一起使用时，指的是扩压器叶片的每一个前缘上的接触毂板10的点与扩压器叶片的每一个前缘上的接触罩12的外部20的点处于不同的半径。相同的定义也适用于后缘，后缘也类似地与“掠弯”一起使用，但在所图示的实施例中是不掠弯的。
如图2中最佳示出的，前缘24与毂板10的内周16保持恒定的偏离距离“Do”。该偏离可以表示为在毂板10的内周16内旋转的叶轮半径的百分比且其优选在该半径的约5％和约25％之间。15％大小的恒定偏离是优选的。偏离的原因是，如果前缘24设置在内周16上，那么离开叶轮的流动会在叶轮叶片和扩压器叶片22中引起流动导致的结构振动，该振动会削弱叶轮叶片和扩压器叶片22。然而，当偏离距离过大时，流动和扩压器叶片22之间的相互作用将降低到这样的程度：在效率和压力恢复能力方面，扩压器1的性能可能恶化到无叶片的扩压器的性能。通常，虽然可以有个数在约7和19之间的扩压器叶片22，但9个上述扩压器叶片22是优选的。
为了获得最大的效率和运行范围，扩压器叶片22中每一个的前缘24处的在毂板10上测得的稠度值小于1.0而在罩12的外部20上测得的稠度值是1.0和更大。具体参考图3和4，毂板10上的较低的稠度值由“D1”与“D3”的比计算而罩12的外部20上测量的较高的稠度值由“D2”与“D3”的比计算。优选地，较低的稠度值的范围在约0.5和约0.95之间。较高的稠度值的范围在约1.0和约1.4之间。更优选地，较低的稠度值是0.8而较高的稠度值是1.3。
在叶片都是扭转构造的情况下，扩压器叶片的叶片入口角沿从毂板10到罩12的外部20的叠加方向减小。参照图5，在扩压器叶片22接触毂板10处的扩压器叶片22的叶片入口角“A1”测得为在由半径“R”限定的圆(前面讨论过)的切线“T”和与叶片轮廓22a处翼型剖面的中心线“CL HP”相切的穿过翼型剖面前缘24的切线“TLe HP”之间的角。应当注意的是，叶片轮廓22a处翼型剖面的外倾角“A2”是在切线“TLe HP”和中心线“CL HP”的穿过翼型剖面后缘26的切线“TTe HP”之间的角。参照图6，在扩压器叶片22接触毂板10处的扩压器叶片22的叶片入口角“A3”测得为在由半径“R”限定的圆(前面讨论过)的切线“T”和与叶片轮廓22b处翼型剖面的中心线“CL S”相切的穿过翼型剖面前缘24的切线“TLe S”之间的角。还应当注意的是，叶片轮廓22b处翼型剖面的外倾角“A4”是在切线“TLe S”和中心线“CL S”的穿过翼型剖面后缘26的切线“TTe S”之间的角。如图5和6中清楚可见的，角“A1”大于角“A3”。
在毂板10处测得的叶片入口角“A1”优选在约15.0度和约50.0度之间，而当在罩12的外部20处测量时，叶片入口角“A3”优选在约5.0度和约25.0度之间。而且，在毂板10和罩12的外部20两处的外倾角在约0.0度和约30度之间。本发明人已经发现的是，基于叶轮和所引起的向翼型扩压器的进气流来选择叶片入口角。外倾角“A2”或“A4”优选在约5.0度和10.0度之间。
对用于扩压器叶片设计的流动角度(例如叶片入口角和外倾角)的选择将依赖于叶轮设计和扩压器扩压计划。通常，用本领域技术人员熟知的利用了计算流体力学的计算机辅助程序包完成现代翼型设计。这些角度的外部范围代表用于离心叶轮的叶轮设计中的已知变化并且代表这样的角度，以该角度离开叶轮的流动可在扩压器中由压力恢复改向。通常来讲，关于叶片入口角，因为在罩上的流动基本上是更接近切向的，所以允许更小的角度变化。
再次参照图3，扩压器叶片22中每一个优选围绕线“Lac”扭转，该线在叠加方向上并穿过扩压器叶片中每一个的空气动力中心。空气动力中心是这样的点：在该点附近，空气动力力矩不随叶片的攻角变化。需要注意的是，上述情况是优选的并且本发明的实施例也可制造成围绕扩压器叶片22的一些其它位置扭转。
叶片扭转产生了扩压器叶片22的每一个中的倾斜角，从毂板10的法线起沿叶轮的旋转方向(图2中的顺时针方向)测量该角，该角在前缘24处是负的而在后缘是正的。优选地，倾斜角的绝对值不大于约75度。这是出于制造目的，因为已经发现难以机械加工更大的倾斜角。参考图7，在图示的实施例中，在前缘24中每一个处的倾斜角都是约-30度，在“Lac”减低到零，然后在后缘26中每一个处增大到约60度。应当注意的是，术语“子午线距离”是扩压器叶片22内采用的翼型剖面的中心线的百分比距离，该距离位于上述翼型的吸力面和压力面之间。
优选地，扩压器叶片22中每一个都采用了NACA65翼型剖面。上述翼型的最大厚度范围与翼弦的比当在罩12的外部20处测量时是约2％而当在毂板10处测量时是约6％。如本领域已知的，通过获得在压力面和吸力面之间的叶片最大厚度并除以翼弦线距离来确定上述比。例如，关于在毂板10处的厚度与翼弦的比，该值应该是图5中示出的叶片轮廓22a的最大厚度除以图3中示出的距离“D1”。在所图示的扩压器叶片22中，该比值的变化可以是线性的，也可以是非线性的。如所能理解的，因为从毂板10到罩12的外部20稠度保持增加，扩压器叶片22中每一个的翼弦也保持增加，并且因此为了在扩压器叶片22中每一个的朝向罩12的外部20的叠加方向上维持恒定的最大厚度，以避免流动分离，该比值保持减小。在罩和毂板处的平均厚度与翼弦的比优选为.045。
下面的表I列举了各种不同设计的扩压器叶片的最大等熵效率的实验结果。叶片类型2是纯倾斜设计而叶片类型8没有扭转并且因此没有叶片扭转叠加位置。该“叶片扭转叠加位置”指的是，特定叶片扭转时所围绕的线的位置，该位置表达为用中心线的百分比表示的离开该叶片前缘的距离。在所有情况中，该“叶片扭转叠加位置”都不在空气动力中心。叶片1、2和7都是高稠度设计，因为稠度是1或更大。叶片3、5、6和8都是低稠度叶片设计，因为稠度都小于1。叶片类型5在毂板上具有小于1.00的稠度值且在罩上具有大于1.00的稠度值，并且是根据本发明的叶片，因为“叶片扭转叠加位置”位于空气动力中心处是本发明的优选的而非必要的特征。如期望的，叶片类型4在表I中测试并列出的所有叶片中具有最高的峰值等熵峰值效率。要注意的是，所有翼型都是NACA65型翼型。
表I
  叶片类型   1   2   3   4   5   6   7   8
  叶片扭转叠加位置   50％   无   50％   45％   0％   0％   0％   无
  入口至出口的倾斜角分布   -30°至+30°   -27°至+35°   -25°至+30°   -8°至+13°   0°至+42°   0°至+45°   0°至+35°   0°
  从毂到罩的稠度比变化   1.4至1.5   1.0至1.0   .78至.93   .97至1.005   .89至.98   .87至.96   1.5至1.7   .93
  从毂到罩的叶片入口角变化   21.8°至19.7°   16.8°至16.8°   16.8°至14.0°   21.4°至20.6°   19°至15°   18.5°至13.0°   21.9°至19.0°   18.1°
  从毂到罩的外倾角变化   5°至12°   13°至13°   13°至12°   9°至9°   12°至11°   13°至12°   7°至6°   7°
  测试的峰值等熵效率   83％   82％   82.5％   85％   83％   82％   84.5％   82％
表II图示的叶片都是根据本发明的且都包括优选的位于空气动力中心处的“叶片扭转叠加位置”以及其它优选特征。所有叶片还是基于NACA65型翼型。该表中的峰值等熵效率大于表II，除了叶片类型11，该类型中的效率变差是由于叶轮直径比类型9小约20％的事实。然而，考虑到更小的叶轮本身就效率更低，所以实际上该结果已经是较高的效率了。还要注意的是，在比较表I和II时，虽然效率的百分率差别只是几个百分点，但这些结果是显著的，因为现有技术的叶片设计中包含的技术已经非常发达并且不管怎样，效率的任何增加都会产生显著的电能消耗节约。就这一点而言，关于离心工艺压缩机，对于中等大小的压缩机级来说，等熵效率改变1.5个百分点代表约二十千瓦/级的电能节约。
表II
  叶片类型   叶片扭转叠加位置   入口至出口的倾斜角分布   从毂到罩的稠度比变化   从毂到罩的叶片入口角变化   从毂到罩的外倾角变化   测试的峰值等熵效率
  9   20％   -40°至+70°   .89至1.35   26.0°至12.0°   2°至11°   87％
  10   25％   -30°至+60°   .88至1.1   18.8°至13.3°   12.3°至12.5°   88％
  11   25％   -45°至+30°   .92至1.4   23.0°至11.0°   7°至12°   85％
在运行范围和效率方面，在以下示例中，根据本发明的翼型扩压器(“3D扩压器”)将与低稠度翼型扩压器(“LSA扩压器”)和高稠度翼型扩压器(“HAS扩压器”)。下面的表III列举了用于该比较中的上述扩压器中每一个的设计细节。
表III
1)“入口半径比”是扩压器入口侧处的扩压器半径与叶轮出口半径之间的比。
2)入射角是叶片入口角和叶轮出气角之间的差。
3)偏向角是扩压器叶片出口角与所列举的出气角之间的差。
再参照图8，针对表III中列举的三种类型的翼型扩压器，相对于“Q/N”绘制标准化为静态级效率“η”的总量。如本领域已知的，级总量到静态效率“ηts”由下式给出：(级出口静压/级入口总压)(Y/Y-1) -1除以((级出口总温/级入口总温))-1)；其中“Y”是流体绝热指数，其对于空气或氮气来说是1.4。量“Q/N”是入口体积流量除以叶轮旋转速度。根据本发明的的扩压器“3D”具有与高稠度翼型扩压器“HSA”的峰值级效率类似的峰值级效率。可以在更宽的流率范围上维持峰值效率。低稠度翼型扩压器“LSA”虽然显示出与根据本发明的翼型扩压器的运行范围类似的较宽的运行范围，但是其具有更低的级效率。
再参照图9，比较了表III中列出的扩压器的压力恢复能力。如可从图9的曲线图结果看出的，根据本发明的扩压器“3D”的运行范围不亚于低稠度扩压器“LSA”的运行范围。而且，高稠度翼型扩压器“HSA”的压力恢复系数“CP”在流量系数升高到设计点以上时下降得非常快。这是由于扩压器喉部阻塞。然而，尽管在Q/N为0.04的设计流量条件下具有较高的压力恢复系数，但由于在扩压器前缘处的流动分离和随之发生的扩散器喉部的流量阻塞增加，不能在大的减弱区域上维持该较高的压力恢复系数。在设计流量条件下，根据本发明的扩压器“3D”的压力恢复不亚于高稠度翼型扩压器“HSA”的压力恢复。而且，这样的高压力恢复维持在与低稠度扩压器的运行范围类似的更宽范围上。由于改变稠度和叶片扭转和倾斜(这建立了有利的3维流动结构)而导致的几何喉部的消失允许本发明扩压器以类似于高稠度扩压器的高压力恢复匹配低稠度扩压器的运行范围。为了上述目的，如本领域人员已知的，术语“CP”是由扩压器出口压力减去扩压器入口压力再除以扩压器入口处的动压头来给出。扩压器入口处的动压头等于0.5×入口密度×入口流速的平方。
虽然参照优选实施例描述了本发明，但本领域技术人员应当理解，在不脱离由目前所附的权利要求限定的本发明的精神和范围的条件下，可以进行各种改变和添加。

Claims (14)

1.一种用于离心压缩机的翼型扩压器，包括：
扩压器通道区域，其限定在毂板和与所述毂板相对设置的罩的外部之间，所述毂板和所述罩形成所述离心压缩机的一部分并且分别具有大致的环形构造以允许所述离心压缩机的叶轮在它们的内部环形区域内旋转；
多个扩压器叶片，以圆形布置的方式位于所述毂板和所述罩的所述外部之间的所述扩压器通道区域内并连接到所述毂板或所述罩的所述外部；以及
所述扩压器叶片沿在所述毂板和所述罩的所述外部之间截取的叠加方向具有扭转的构造，使得所述扩压器叶片中每一个围绕基本沿所述叠加方向延伸的线扭转，该线穿过每个翼型剖面的空气动力中心，所述扩压器叶片中每一个都具有叶片入口角和倾斜角，所述叶片入口角从所述毂板到所述罩的所述外部减小，并且当沿叶轮旋转的方向观察时，在所述毂板处测得的所述倾斜角在前缘处具有负值，而在后缘处具有正值；在所述扩压器叶片前缘处的稠度测量结果在较低稠度值和较高稠度值之间变化，所述较低稠度值在所述毂板处测得并小于1.0，而所述较高稠度值在所述罩的所述外部处测得并不小于1.0。
2.如权利要求1所述的翼型扩压器，其中：
所述较低稠度值落入较低范围内，所述较低范围在0.5和0.95之间；并且
所述较高稠度值落入较高范围内，所述较高范围在1和1.4之间。
3.如权利要求1所述的翼型扩压器，其中所述较低稠度值是0.8而所述较高稠度值是1.3。
4.如权利要求1所述的翼型扩压器，其中所述叶片入口角相对于所述叠加方向以线性关系变化。
5.如权利要求1所述的翼型扩压器，其中所述倾斜角的绝对值不大于75度。
6.如权利要求1所述的翼型扩压器，其中在所述毂板处测得的所述叶片入口角在15.0度和50.0度之间并且在所述罩的所述外部处测得的所述叶片入口角在5.0度和25.0度之间，并且对于所述扩压器叶片中每一个来说，在所述毂板和所述罩的所述外部处的外倾角在0.0度和30度之间。
7.如权利要求6所述的翼型扩压器，其中所述外倾角在5度和10度之间。
8.如权利要求1所述的翼型扩压器，其中所述扩压器叶片中每一个都具有NACA65型翼型剖面。
9.如权利要求7所述的翼型扩压器，其中所述扩压器叶片中每一个具有最大厚度与翼弦比，当分别在所述罩的所述外部和所述毂板处测量时，所述最大厚度与翼弦比在2％和6％之间。
10.如权利要求9所述的翼型扩压器，其中所述扩压器叶片中每一个具有0.045的厚度与翼弦比，该值是在所述罩的所述外部和所述毂板处取得的测量结果的平均值。
11.如权利要求1所述的翼型扩压器，其中所述扩压器叶片在其所述前缘以恒定偏离量偏离于所述毂板的内径，当在所述毂板处测量时，该恒定偏离量在用于所述翼型扩压器的叶轮的叶轮半径的5％和25％之间。
12.如权利要求11所述的翼型扩压器，其中所述恒定偏离量为15.0％。
13.如权利要求1所述的翼型扩压器，其中存在个数在7和19之间的扩压器叶片。
14.如权利要求3所述的翼型扩压器，其中：
所述前缘和后缘都是不掠弯的；
当在所述毂板处测量时，所述倾斜角的绝对值不大于75度；并且
当在所述毂板处测量时，所述叶片入口角在15.0度和50.0度之间，并且当在所述罩的所述外部处测量时，所述叶片入口角在5.0度和25.0度之间。
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Families Citing this family (40)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2279337B1 (en) * 2008-04-08 2017-07-19 Volvo Lastvagnar AB Compressor
GB2467968B (en) * 2009-02-24 2015-04-22 Dyson Technology Ltd Centrifugal compressor with a diffuser
CN102575688B (zh) * 2009-07-19 2015-11-25 卡梅伦国际公司 离心式压缩机扩压器
US8602728B2 (en) 2010-02-05 2013-12-10 Cameron International Corporation Centrifugal compressor diffuser vanelet
US8511981B2 (en) 2010-07-19 2013-08-20 Cameron International Corporation Diffuser having detachable vanes with positive lock
US8616836B2 (en) 2010-07-19 2013-12-31 Cameron International Corporation Diffuser using detachable vanes
TWI418711B (zh) * 2010-11-25 2013-12-11 Ind Tech Res Inst 擴壓導葉調變機構
JP5544318B2 (ja) * 2011-03-01 2014-07-09 日立アプライアンス株式会社 電動送風機及びそれを搭載した電気掃除機
TWI443260B (zh) * 2011-05-26 2014-07-01 Delta Electronics Inc 風扇組件
CN104067071B (zh) * 2012-01-23 2016-12-21 丹佛斯公司 具有扩压器的变速多级离心式制冷压缩机
JP6514644B2 (ja) * 2013-01-23 2019-05-15 コンセプツ エヌアールイーシー，エルエルシー ターボ機械の隣接する翼要素の流れの場を強制的に結合する構造体および方法、ならびにそれを組み込むターボ機械
US9581170B2 (en) 2013-03-15 2017-02-28 Honeywell International Inc. Methods of designing and making diffuser vanes in a centrifugal compressor
CN105705796B (zh) 2013-10-21 2017-11-03 威廉国际有限责任公司 涡轮机扩散器
CN103615414B (zh) * 2013-11-21 2015-10-07 中国科学院工程热物理研究所 一种具有径向分叉叶片的风扇整流器及其设计方法
CA2933015C (en) 2013-12-23 2022-08-16 Fisher & Paykel Healthcare Limited Blower for breathing apparatus
CN103775388B (zh) * 2014-01-08 2015-12-09 南京航空航天大学 掠扭式三维叶片扩压器及设计方法
JP6866019B2 (ja) 2014-06-24 2021-04-28 コンセプツ エヌアールイーシー，エルエルシー ターボ機械の流動制御構造及びその設計方法
DE102014012764A1 (de) * 2014-09-02 2016-03-03 Man Diesel & Turbo Se Radialverdichterstufe
DE102014012765A1 (de) * 2014-09-02 2016-03-03 Man Diesel & Turbo Se Radialverdichterstufe
DE102015006458A1 (de) * 2015-05-20 2015-12-03 Daimler Ag Leitschaufel für einen Diffusor eines Radialverdichters
DE102015219556A1 (de) 2015-10-08 2017-04-13 Rolls-Royce Deutschland Ltd & Co Kg Diffusor für Radialverdichter, Radialverdichter und Turbomaschine mit Radialverdichter
US20170305559A1 (en) * 2016-04-22 2017-10-26 Hamilton Sundstrand Corporation Environmental control system utilizing enhanced compressor
CN107061321B (zh) * 2017-03-15 2018-12-11 清华大学 采用安装角和稠度耦合可变的非对称有叶扩压器的压气机
JP6758243B2 (ja) * 2017-04-20 2020-09-23 日立グローバルライフソリューションズ株式会社 電動送風機及びそれを備えた電気掃除機
KR101878915B1 (ko) * 2017-05-30 2018-07-16 주식회사 에이치케이정밀 터빈 펌프
US10760587B2 (en) * 2017-06-06 2020-09-01 Elliott Company Extended sculpted twisted return channel vane arrangement
EP3460257A1 (de) * 2017-09-20 2019-03-27 Siemens Aktiengesellschaft Durchströmbare anordnung
EP3460256A1 (de) * 2017-09-20 2019-03-27 Siemens Aktiengesellschaft Durchströmbare anordnung
CN108105158B (zh) * 2018-01-15 2021-02-02 广东威灵电机制造有限公司 扩压器、风机、吸尘器和抽烟机
KR102012172B1 (ko) * 2019-01-14 2019-08-20 김윤성 셀프 크리닝 기능을 갖는 백스윕 임펠러의 설계방법, 이 설계방법에 의해 제작된 백스윕 임펠러, 및 백스윕 임펠러를 구비한 수중축류펌프
US11098730B2 (en) 2019-04-12 2021-08-24 Rolls-Royce Corporation Deswirler assembly for a centrifugal compressor
EP3760871A1 (de) * 2019-07-04 2021-01-06 Siemens Aktiengesellschaft Diffusor für eine strömungsmaschine
CN113074139B (zh) * 2020-01-06 2023-05-12 广东威灵电机制造有限公司 扩压装置、风机及吸尘器
CN113074142B (zh) * 2020-01-06 2022-05-13 广东威灵电机制造有限公司 扩压装置、风机及吸尘器
US11286952B2 (en) 2020-07-14 2022-03-29 Rolls-Royce Corporation Diffusion system configured for use with centrifugal compressor
US11441516B2 (en) 2020-07-14 2022-09-13 Rolls-Royce North American Technologies Inc. Centrifugal compressor assembly for a gas turbine engine with deswirler having sealing features
US11578654B2 (en) 2020-07-29 2023-02-14 Rolls-Royce North American Technologies Inc. Centrifical compressor assembly for a gas turbine engine
US11828188B2 (en) 2020-08-07 2023-11-28 Concepts Nrec, Llc Flow control structures for enhanced performance and turbomachines incorporating the same
US11401947B2 (en) 2020-10-30 2022-08-02 Praxair Technology, Inc. Hydrogen centrifugal compressor
CN115978005B (zh) * 2023-03-17 2023-07-18 潍柴动力股份有限公司 导流叶片及其设计方法、扩压器、压气机及增压器

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2372880A (en) * 1944-01-11 1945-04-03 Wright Aeronautical Corp Centrifugal compressor diffuser vanes
CN1041992A (zh) * 1988-09-14 1990-05-09 株式会社日立制作所 多级离心压缩机
US5368440A (en) * 1993-03-11 1994-11-29 Concepts Eti, Inc. Radial turbo machine
US5529457A (en) * 1994-03-18 1996-06-25 Hitachi, Ltd. Centrifugal compressor
CN1214106A (zh) * 1996-03-06 1999-04-14 株式会社日立制作所 离心压缩机以及用于离心压缩机的扩压器

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4850795A (en) † 1988-02-08 1989-07-25 Dresser-Rand Company Diffuser having ribbed vanes followed by full vanes
US4902200A (en) † 1988-04-25 1990-02-20 Dresser-Rand Company Variable diffuser wall with ribbed vanes
US4900225A (en) 1989-03-08 1990-02-13 Union Carbide Corporation Centrifugal compressor having hybrid diffuser and excess area diffusing volute
US4978278A (en) 1989-07-12 1990-12-18 Union Carbide Corporation Turbomachine with seal fluid recovery channel
US5046919A (en) 1989-07-17 1991-09-10 Union Carbide Industrial Gases Technology Corporation High efficiency turboexpander
US4982889A (en) 1989-08-09 1991-01-08 Union Carbide Corporation Floating dual direction seal assembly
DE19502808C2 (de) † 1995-01-30 1997-02-27 Man B & W Diesel Ag Radialströmungsmaschine
US5730580A (en) 1995-03-24 1998-03-24 Concepts Eti, Inc. Turbomachines having rogue vanes
US5901579A (en) 1998-04-03 1999-05-11 Praxair Technology, Inc. Cryogenic air separation system with integrated machine compression
US6386830B1 (en) † 2001-03-13 2002-05-14 The United States Of America As Represented By The Secretary Of The Navy Quiet and efficient high-pressure fan assembly
US6582185B2 (en) 2001-09-14 2003-06-24 Praxair Technology, Inc. Sealing system
JP3746740B2 (ja) * 2002-06-25 2006-02-15 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機
US7448852B2 (en) 2005-08-09 2008-11-11 Praxair Technology, Inc. Leaned centrifugal compressor airfoil diffuser
FR2891535B1 (fr) * 2005-09-30 2007-12-07 Alain Bourgeois Installation securisee pour elevateur

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2372880A (en) * 1944-01-11 1945-04-03 Wright Aeronautical Corp Centrifugal compressor diffuser vanes
CN1041992A (zh) * 1988-09-14 1990-05-09 株式会社日立制作所 多级离心压缩机
US5368440A (en) * 1993-03-11 1994-11-29 Concepts Eti, Inc. Radial turbo machine
US5529457A (en) * 1994-03-18 1996-06-25 Hitachi, Ltd. Centrifugal compressor
CN1214106A (zh) * 1996-03-06 1999-04-14 株式会社日立制作所 离心压缩机以及用于离心压缩机的扩压器

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
JP特开2004-27932A 2004.01.29

Also Published As

Publication number Publication date
BRPI0817279A2 (pt) 2015-03-10
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CN101868630A (zh) 2010-10-20
EP2198167A1 (en) 2010-06-23
EP2198167B1 (en) 2017-04-12

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