CN1021591C - 透平压缩机的扩压器 - Google Patents

Abstract

本发明涉及将来自叶轮的流体导入蜗壳的透平压缩机扩压器。该扩压器是在相互对置的一对侧壁之间形成。扩压器在流体出口处设有出口收敛段。这个出口收敛段以流体的动压大致恢复到静压的部位作为起点，越往下游方向越逐渐缩小通道宽度。由于设有出口收敛段，而能降低压力损失、抑制流体分离以及防止来自蜗壳的倒流，进而使提高喘振极限和部分负荷效率的目的得以实现。

Description

本发明涉及透平制冷机、空气压缩机以及天然气加压输送装置等用的透平压缩机扩压器的改进。

通常，在透平压缩机上，设有扩压器和与该扩压器连接的蜗壳，在扩压器的叶轮出口侧使气流减速，并将其动能转化为静压，扩压器一般系由一对平行的侧壁形成的。

以往，在透平压缩机上，为了提高扩压器的效率，曾有将扩压器进口处宽度缩小的例子（参照特开昭55-156299号公报），这是为了避免在扩压器进口处产生逆流，并减少涡流所造成的损失。

即使象上述那样缩小进口的宽度，但是对抑制汽流的分离也是有限度的，而只是对气流的一部分进行了整流。特别是进口宽度过于狭窄时，会使扩压器和叶轮的匹配受到破坏，从而使损失增大，因此，对部分负荷效率的提高是有限的，并有导致额定效率下降以及最大风量下降的倾向。此外，即使缩小进口宽度，也不能提高喘振极限，这是一个难题。

本发明是在考虑上述问题的基础上而提出的。其目的是提供一种透平压缩机的扩压器，它能够使流体的流动状态良好，并能在广阔的工作范围内提高额定效率以及部分负荷效率，同时还能提高喘振极限。

上述目的，能够通过下述构成的透平压缩机的扩压器来达到。其由一对位于叶轮出口下游的相互对置的侧壁所形成，它将来自叶 轮的流体导入蜗壳，其特征在于，扩压器流体出口处设有出口收敛段，该出口收敛段的起点设置在从扩压器进口算起为其总长度的70%-90%之间的位置，越往下游越逐渐缩小其通道宽度。

在这里，希望使上述出口收敛段的最小通道宽度等于该出口收敛段上游的通道宽度的3/8～3/4之间。

再有，希望在进口处设置一个越往下游越逐渐缩小通道宽度的进口收敛段，其最小的通道宽度，根据额定风量的不同设为叶轮出口宽度的75%～95%的范围内。

而且，希望将蜗壳形成为在上述一对侧壁中偏置于一侧的状态，而且使上述一侧的侧壁向通道侧突起而形成上述出口收敛段。

还希望至少在侧壁中形成出口收敛段的那一部分，设置一个通道宽度调节自如的可动式侧壁，并设有一个根据负荷的变化来移动该可动式侧壁的可动式侧壁操纵手段。在这种情况下，希望上述可动式侧壁操纵手段能在叶片开度变小时，就移动可动侧壁，使通道宽度缩小。

还希望上述可动式侧壁操纵手段中设有：控制叶轮吸入风量用的驱动叶片旋转的驱动轴;与驱动轴一起旋转的偏心凸轮;以及受偏心凸轮的推压作用而使可动式侧壁向缩小通道宽度方向移动的推杆。

如果采用具有上述构成的透平压缩机扩压器，由于在静压恢复大致完成的出口处设置了出口收敛段，因此，可以使压力损失减小，能够抑制气流分离，同时还能防止来自蜗壳的倒流。

特别是，当使出口收敛段的最小通道宽度等于出口收敛段上游通 道宽度的3/8～3/4之间时，业已得知，这对提高喘振极限以及部分负荷效率都有好处。

如将上述出口收敛段的起点设在从扩压器进口算起为总长度的70%～90%之间的位置时，对提高喘振极限及部分负荷效率更为有效。

再有，在进口处设置进口收敛段，并按额定风量的不同，将进口收敛段的最小通道宽度设为叶轮出口宽度的75%～95%之间，这样，由于能在扩压器进口处减少气流的畸变和偏移，因此，能够改善包括额定效率以及部分负荷效率在内的整个效率，并且对扩大喘振范围有利，也不会降低最大风量。

如果将蜗壳形成为偏置于扩压器壁一侧的状态，而且使上述一侧的侧壁向通道侧突起而形成上述出口收敛段，就能够有效地防止来自蜗壳的倒流，因此能够进一步提高效率。

至少在侧壁中形成出口收敛段的那一部分设置一个通道宽度调节自如的可动式侧壁，并设有一个按负荷的变化来移动该可动式侧壁的可动式侧壁操纵手段，这样的话，由可动式侧壁操纵手段根据负荷的变化来移动可动式侧壁，将出口收敛段调至最佳通道宽度，因此，不管负荷大小都能提高效率，从而达到节能的目的。在这种情况下，当叶片开度变小时，操纵手段就移动可动式侧壁，使通道宽度变小，从而能与负荷变化相应地迅速调节通道宽度。

而且，上述可动式侧壁操纵手段如果具有驱动叶片旋转的驱动轴、与驱动轴一起旋转的偏心凸轮，以及移动可动式侧壁的推杆时，便可起到下述作用。即，当由驱动轴驱动叶片旋转，并使叶片开度变 小，叶轮吸入的风量减少时，随着上述驱动轴的旋转而转动的偏心凸轮通过推杆推压可动式侧壁移动，因此，通道宽度被缩小。另一方面，当由驱动轴驱动叶片旋转，叶轮吸入的风量增大的情况下，随着驱动轴回转的偏心凸轮允许推杆后退，因此，由于扩压器内的压力，可动式侧壁朝扩展通道宽度的方向移动。为提高扩压器效率而根据负荷变化来调节通道宽度，这种调节由于采用了机械式调节，因此，能使动作准确，结构简单，生产成本低，而且，靠偏心凸轮形状的变化，就能容易地做到与叶片开度相应地调节通道宽度的收敛程度。

附图的简要说明如下：

图1是包括本发明的扩压器一实施例在内的透平压缩机的主要部分剖视图。

图2是扩压器的剖视图。

图3是表示透平压缩机各部分的压力分布图。

图4是包括另一实施例扩压器在内的透平压缩机的部分剖面概略图。

图5（a）以及（b）是表示偏心凸轮动作的草图。

图6是表示另一实施例扩压器的主要部分剖视图。

图7表示风量与效率之间关系的曲线图。

图8表示喘振极限的曲线图。

图9表示部分负荷效率的曲线图。

图10表示喘振极限的曲线图。

图11表示部分负荷效率的曲线图。

图12表示最大效率的曲线图。

图13表示喘振极限的曲线图。

图14表示部分负荷效率的曲线图。

以下根据表示实施例的附图进行详细说明。

参照图1，在沿叶轮1的排气方向延伸的侧壁2和侧壁3之间形成扩压器A，接着扩压器A设有蜗壳4。将蜗壳4形成为偏置于一侧的侧壁2的状态。

扩压器A从上游至下游由形状各异的进口段5、中间段6以及出口段7构成。

参照图2，进口段5的部分，侧壁2和侧壁3双方朝下游方向呈收敛锥状地缩小了通道宽度，由此形成进口收敛段5a。另外，在中间段6，侧壁2和侧壁3呈平行配置，这里的通道宽度t₂为定值。上述进口收敛段5a的收敛比，即，进口收敛段5a的最小通道宽度（等于中间段6的通道宽度t₂）设定在叶轮1出口宽度t₁的75%～95%之间。

还有，进口收敛段5a的锥形端5c的直径D₂，最好设定在叶轮1出口直径D₁的1.05～1.2倍之间。进口收敛段5a的各侧壁2、3的倾斜角最好在15°～30°之间。

出口段7的部分，从起点10开始，越往下游越逐渐缩小通道宽度，形成出口收敛段7a，使设有偏置蜗壳4一侧的侧壁2向通道侧突出，缩小通道宽度。

参照表示从上游到下游静压恢复状态的图3，上述的起点10位于动压在扩压器A出口段7附近大致恢复到静压的部位（图3上点γ的前后）。如果考虑到叶轮1的直径以及扩压器的总长度等，起点 10最好位于从进口5b算起为扩压器总长度的约70～90%之间的位置。如果额定压头升高，就有必要使起点10的位置靠近蜗壳4。

出口收敛段7a的锥角取在15～25°之间。将出口收敛段7a的最小通道宽度t₃设为中间段6的通道宽度t₂的3/8～3/4之间。将出口收敛段7a的侧壁2配置在蜗壳4内沿径向深入到中心部附近的状态。出口7b不是刃边，而是做成倒角，其倒角面既可与侧壁3平行，也可以是圆弧状的。

根据本实施例，把静压大致得到恢复的出口段7附近的部位（点γ的前后）作为起点10，设置缩小通道宽度的出口收敛段7a，因此，靠此出口收敛段7a，能够抑制气流分离，在使静压上升的同时还能防止来自蜗壳的倒流，因此，能够提高喘振极限和部分负荷效率。

特别是，由于将出口收敛段7a的最小通道宽度t₃设为中间段6通道宽度t₂的3/8～3/4之间，因而增大了喘振范围，对提高额定效率以及部分负荷效率都大有好处。再有，使出口收敛段7a的起点位于从扩压器进入口算起为扩压器总长的70～90%之间的位置，因此对提高喘振极限和部分负荷效率都更加有利。

又在进口段5，设有朝下游方向呈收敛锥状缩小了通道宽度的进口收敛段5a，并且由于将中间段6的通道宽度t₂，根据额定风量的不同，设定为叶轮出口宽度t₁的75%～95%之间，所以，能够减少扩压器进口段5的气流畸变和偏移。而且，由于进口收敛5a与出口收敛段7a的复合效果，而使包括额定效率及部分负荷效率在 内的整个效率得到改善的同时，还能扩大喘振范围，而最大风量并没有降低。

再有，由于蜗壳4形成为偏置于一侧的侧壁2上的状态，上述出口收敛段7a是由上述侧壁2向通道内突起而形成的，所以，能够有效地防止来自蜗壳的倒流，还能进一步提高部分负荷效率。

图4表示，在通道形状与上述实施例相同的扩压器上，可以移动侧壁的实施例。参照同一图，偏置着蜗壳一侧的侧壁2上设有，侧壁底座20和相对于底座20可滑动自如地装配着的可动侧壁8，以及移动可动侧壁用的可动式侧壁操纵手段9。

可动式侧壁操纵手段9由以下各部分组成：由压缩机吸气口侧设置的驱动轴92传动而旋转的叶片91;设在驱动轴92上与其一起旋转的偏心凸轮93;还有推杆94，其一端94a与偏心凸轮接触，另一端94b穿过侧壁底座20固定在可动式侧壁8的背面。

本实施例除了同图1的实施例有相同的效果之外，还起到下述作用。

即，通过驱动轴92，叶片91朝关闭吸气口的方向转动时，由叶轮1吸入的风量减少。而且，随着驱动轴92的旋转，偏心凸轮93沿顺时针方向从图5（a）的状态旋转到图5（b）的状态推压推杆94使之移动。通过推杆的这种移动，使可动式侧壁8在图4上向右移动，从而缩小了通道宽度。

当叶片91朝着开大吸气口的方向旋转时，由叶轮1吸入的风量增大。然而，随着驱动轴92的旋转，偏心凸轴93沿着反时针方向从图5（b）的状态旋转到图5（a）的状态，允许推杆94向偏心 凸轮94侧移动。因此通过推杆的这种移动，靠扩压器内的压力，使可动式侧壁8朝着扩大通道宽度的方向移动，这样，由于依负荷的增减来调节通道宽度，所以，不管负荷大小都能够提高扩压器的效率，同时还可以节能。特别是，因为是根据叶片91的开度来调节通道宽度的，所以能根据负荷的变化，迅速地进行上述调整。

并且，为提高扩压器的效率而根据负荷的变化来调节通道宽度，而这种调节由于采用了机械式调节，所以动作准确。由于是机械式的，就能够使结构简单，生产成本低。而且，靠偏心凸轮形状的变化，就能够非常容易地做到与叶片开度相应地调节通道宽度的收敛程度。

在本实施例中，如图6所示，也能够仅仅把扩压器的出口收敛段7a设计成可动式侧壁。

还有，也可以利用液压来驱动推杆94，在这种情况下，可动式侧壁8能准确地移动。

再有，用加热器对形状记忆合金制的弹簧进行加热，从而使其变形，也能够驱动推杆94，在这种情况下，不需要电机等驱动手段，因而可以降低成本。

（比较例Ⅰ～Ⅳ）

用下列表1的收敛比（t₁/t₂），制作了仅仅收敛进口段的比较例Ⅰ～Ⅲ，比较例Ⅳ完全没有收敛。

表1

进口侧的收敛比

t₁/t₂

比较例Ⅰ    0.95

比较例Ⅱ    0.8

比较例Ⅲ    0.7

比较例Ⅳ    1.0

对上述比较例Ⅰ～Ⅳ的部分负荷效率进行了测定，其结果如图7所示。

如图7所示，在最大风量的80～90%左右的通常额定风量区域内，收敛比为0.8的比较例Ⅱ的效率最高，在比它的风量更高时，收敛比为0.95的比较例Ⅰ的效率最高。收敛比为0.7的比较例Ⅲ，因收敛过度而使它与叶轮1的匹配受到破坏，损失增大，实验表明，它没有使用价值。

上述结果表明，进口部位有收敛的扩压器，其收敛比为0.8者为最好。还可推测，收敛比在0.75～0.95之间者，在实用上还是较好的。

（试验例Ⅰ、Ⅱ以及比较例Ⅱ）

除了只收敛进口段者之中取得了最理想结果的上述比较例Ⅱ之外，还制作了只收敛出口段的试验例Ⅰ和进口收敛比与比较例Ⅱ相 同，且出口收敛比与试验例Ⅰ相同的试验例Ⅱ（参照表2）。

表2

进口段    出口段

t₁/t₂t₃/t₂

试验例Ⅰ    1.0    0.5

试验例Ⅱ    0.8    0.5

比较例Ⅱ    0.8    1.0

然后，使用试验例Ⅰ、Ⅱ以及比较例Ⅱ，测定了喘振极限，得到了图8所示的结果;并测定了部分负荷效率，获得了图9所示的结果。

如图8所示，从低风量到高风量的整个范围内，只收敛出口段的试验例Ⅰ，以及进口段和出口段都收敛的试验例Ⅱ的喘振极限，比只收敛进口段的比较例Ⅱ的高，从而证实，设置出口收敛段，能够提高喘振极限。并且，试验例Ⅱ的喘振极限比试验例Ⅰ的喘振极限稍高一些，这种现象被推测为进口段和出口段两方都收敛的具有复合效果。

如图9所示，从低风量到高风量的整个范围内，试验例Ⅰ、Ⅱ的部分负荷效率比比较例Ⅱ的高，试验例Ⅱ的部分负荷效率比试验例Ⅰ的高，从而证实，出口段按规定收敛比收敛的扩压器，其部分负荷效 率的提高，能比进口段收敛的扩压器中取得最理想结果的还要好。并且还表明，进口段和出口段两方都收敛的扩压器，其部分负荷效率的提高，能比只收敛出口段的扩压器更好。可以推测，这是由于进口收敛段5a和出口收敛段7a的复合效果，而能够做到在广阔的范围内改善效率。

（试验例Ⅱ、Ⅲ以及比较例Ⅱ、Ⅴ）

除了上述试验例Ⅱ以及比较例Ⅱ之外，还制作了如表3所列设定了通路宽度t₂、t₃、出口宽度t₁的尺寸关系的试验例Ⅲ及比较例Ⅴ的扩压器。

表3

进口侧    出口侧

t₁/t₂t₃/t₂

试验例Ⅱ    0.8    0.5

试验例Ⅲ    0.8    0.75

比较例Ⅱ    0.8    1.0

比较例Ⅴ    0.8    0.25

为了明确出口收敛段7a的收敛造成的影响，而使进口收敛段5a的收敛比为一定值。

对上述的试验例以及比较例的喘振极限进行了测定，得到了图 10所示的结果，又对部分负荷效率进行了测定，得到了图11所示的结果。图12表示最大效率。

如图10所示，在从低风量到高风量的整个范围内，进口段和出口段双方都收敛的试验例Ⅱ、Ⅲ以及比较例Ⅴ的喘振极限，都高于只收敛进口段的比较例Ⅱ，按照试验例Ⅲ，试验例Ⅱ，比较例Ⅴ的顺序，出口段的收敛比越小者，其喘振极限就越高。

如图11所示，将出口段的收敛比设为0.25的比较例Ⅴ的部分负荷效率，与只收敛进口段的比较例Ⅱ相比，在低风量时高，但在高风量时又低。将出口段的收敛比设为0.5的试验例Ⅱ的部分负荷效率，与只收敛进口段的比较例Ⅱ相比，在整个风量范围内都高。将出口段的收敛比设为0.75的试验例Ⅲ的部分负荷效率，与比较例Ⅱ相比，从低风量到中等风量范围内都高，在高风量时大致相同。最大效率如图12所示，在出口段收敛比为0.5～1.0的范围内，都大致相等。

根据上述情况可以推测，考虑了在通常的额定风量下的使用，也考虑了在部分负荷下的使用，在进口段和出口段双方都收敛的扩压器上，通过将出口收敛段7a的最小通道宽度t₃设定为中间段6通道宽度t₂的3/8～3/4之间的办法，就能够同时协调地提高额定效率和部分负荷效率。

（试验例Ⅰ、Ⅳ以及比较例Ⅱ、Ⅵ）

除了上述试验例Ⅰ以及比较例Ⅱ之外，还制作了表4所列那样的只将出口段收敛的试验例Ⅳ以及比较例Ⅵ，对喘振极限进行了测定，得到了图13所示的结果，还对部分负荷效率进行了测定，得到了图14所示的结果。

表4

进口侧    出口侧

t₁/t₂t₃/t₂

试验例Ⅰ    1.0    0.5

试验例Ⅳ    1.0    0.75

比较例Ⅱ    0.8    1.0

比较例Ⅵ    1.0    0.25

如图13所示，只将出口段收敛的试验例Ⅰ、Ⅳ以及比较例Ⅵ的喘振极限，比只收敛进口段而得到最好结果的比较例Ⅱ的喘振极限要高，还有，喘振极限的高低是按照试验例Ⅳ、试验例Ⅰ以及比较例Ⅵ的顺序排列的，出口处收敛程度越高，喘振极限就越高。

如图14所示，出口收敛比为0.25的比较例Ⅵ，其部分负荷效率与只收敛进口段的比较例Ⅱ相比，在低风量区时高，但在中等风量以上区域时就变得相当低了。出口段收敛比为0.5的试验例Ⅰ，其部分负荷效率与只收敛进口段的比较例Ⅱ相比，在整个风量范围内都高。还有，出口段收敛比为0.75的试验例Ⅳ，其部分负荷效率与比较例Ⅱ相比，从低风量区到中等风量区都高，但在高风量区时大致相同。

根据上述情况可以推测，在考虑对于通常的额定风量的适应性，也考虑部分负荷时，在只收敛出口段的扩压器上，通过将出口收敛段 7a的最小通道宽度t₃设为中间段6的通道宽度t₂的3/8～3/4之间的办法，就能够同时协调地提高额定效率和部分负荷效率。

此外，图7、图9、图11以及图14的绝热效率，分别是在从喘振极限线上取一定余量的线上测定的。

上述各项试验所使用的致冷剂是氟利昂11，但是即使是使用氟利昂12、氟利昂22、氟利昂123以及氟利昂134a等其它的制冷剂，也能取得相同的定性性结果。再有，作为流体，不只是使用冷冻机的制冷剂，即便是用空气和天然气等也是一样的。也就是说，本发明也能够适用于空气压缩机、天然气加压输送装置用的透平压缩机。

Claims (8)

1、一种透平压缩机的扩压器，系由一对位于叶轮(1)出口下游的相互对置的侧壁所形成，它将来自叶轮(1)的流体导入蜗壳(4)，其特征在于：扩压器流体出口(7)部位设有出口收敛段(7a)，该出口收敛段(7a)的起点(10)设置在从扩压器进口(5b)算起为其总长度的70%-90%之间的位置，越往下游越逐渐缩小通道宽度。

2、按权利要求1所述透平压缩机的扩压器，其特征在于将上述出口收敛段（7a）的最小通道宽度（t₃），设定在该出口收敛段（7a）上游通道宽度（t₂）的3/8～3/4的范围之内。

3、按权利要求1或2所述透平压缩机的扩压器，其特征在于：在进口段（5），设有一个越往下游方向越逐渐缩小通道宽度的进口收敛段（5a），并将此进口收敛段的最小通道宽度，按额定风量的不同设定在叶轮（1）出口宽度（t₁）的75%-95%的范围内。

4、按权利要求1所述透平压缩机的扩压器，其特征在于：蜗壳（4）形成为偏置在上述一对侧壁（2）向通道侧突起，从而形成上述出口收敛段（7a）。

5、按权利要求1所述透平压缩机的扩压器，其特征在于：在侧壁（2）、（3）中，至少在形成出口收敛段（7a）的部分，设有通道宽度调节自如的可动式侧壁（8），并设有根据负荷来移动该可动式侧壁（8）用的可动式侧壁操纵手段（9）。

6、按权利要求5所述透平压缩机的扩压器，其特征在于：蜗壳（4）形成为偏置在上述一对侧壁（2）、（3）中一侧的侧壁（2）的状态，使上述一方的侧壁（2）向通道侧突起，从而形成上述出口收敛段（7a），上述可动式侧壁（8）设置在上述一侧的侧壁（2）里的至少是形成出口收敛段（7a）的部分。

7、按权利要求5所述透平压缩机的扩压器，其特征在于：当叶片开度一变小时，上述可动式侧壁操纵手段（9）便移动可动式侧壁（8），以缩小通道宽度。

8、按权利要求7所述透平压缩机的扩压器，其特征在于：上述可动式侧壁操纵手段（9）设有：驱动控制压缩机吸气量的叶片（91）旋转的驱动轴（92）;与驱动轴92一起回转的偏心凸轮（93）;以及，受偏心凸轮（93）的推压，使可动式侧壁（8）朝缩小通道宽度方向移动的推杆（94）。

Images