CN104334887A - 压缩机止推轴承喘振保护 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种在喘振现象期间阻止超过压缩系统的止推轴承能力的方法和设备，其中止推轴承利用偏压力偏压，以增大止推轴承吸收轴向力的能力与喘振现象期间产生的最大力之间的止推轴承过载裕度。该偏压力可通过适当确定与压缩系统的压缩机的入口相对的叶轮的一侧上的高压密封件的大小来产生，以便在高压密封件的高压区和位于高压区内侧的低压区中产生的后盘力产生期望的偏压力值和方向。

Description

压缩机止推轴承喘振保护

技术领域

本发明涉及喘振保护方法及设备，其中在喘振现象(surge event)期间，防止超过压缩机的止推轴承的能力。更具体而言，本发明涉及此类方法及设备，其中在压缩机的正常操作期间，通过在叶轮眼侧(eye side)力与经由后盘密封件施加到叶轮上的后盘力之间产生力差，偏压力施加到压缩机的叶轮上，且通过压缩机轴施加到止推轴承上，这增大了止推轴承能力与喘振现象期间发生的喘振力之间的过载裕度。

背景技术

离心压缩机是本领域中公知的，且用于许多应用，以将气体从较低压力压缩至较高压力。较低压力下的气体进入离心压缩机的入口，且通过旋转叶轮加速来压缩至较高压力，且然后发送至包绕叶轮的扩散器中，其中附加压力通过使气体减速来恢复。气体以较高压力从扩散器排出至蜗壳，且从蜗壳排出至其出口。

在离心压缩机中，高压密封件设在叶轮的后部上，或换言之在与入口相对的叶轮的一侧上。该密封件通常为迷宫型密封件，其具有小于由叶轮外沿限定的叶轮的外径的较小直径。高压气体在压缩机操作期间渗透穿过外沿，且此密封件防止该高压气体使叶轮的整个后部加压。来自诸如压缩机入口的位置的低压气体或甚至更低压的源(如果可用)被引入形成在压缩机后部处的腔中，驱动叶轮的电机轴与高压密封件之间。通过驱动叶轮的电机轴上的轴密封件，防止了来自该腔的泄漏。该腔内的压力作用于叶轮后方的所得的内环形区域，连同作用于叶轮的外沿与高压密封件之间的外环形区域中的高压。这两个力的总和产生了称为叶轮上的后盘力的力。在叶轮内侧作用的是眼侧力，该力由气体进入叶轮的冲击产生，且作用于面对入口的叶轮的表面上。在现有技术中，高压密封件尺寸确定成使得在设计状态期间，眼侧力与后盘力平衡。

压缩机设计成在操作范围(envelope)内操作，该操作范围可在称为压缩机图的图表中绘出，压缩机图是出口压力与入口压力的压力比关于穿过压缩机的流速的图。在此图上，绘出了峰值或最佳效率操作线，其中对于给定的流速和压力比，压缩机的能量消耗最低。该图还具有特定速度的另一个维度(dimension)，其穿过峰值效率操作线。如果对于给定速度，压缩机内的压力比下降，最终达到一点，则此时压缩机进入称为喘振的状态。因此，喘振现象由穿过压缩机的流速下降到保持稳定操作所需的压缩机叶轮的给定速度下所需的最小流动以下而产生。从叶轮的角度来看，喘振现象具有两个阶段(phase)。在第一阶段中，存在由叶轮中的空气动力不稳定性引起的叶轮流动通路内的排放压力的突然损失。这导致眼侧压力的下降。然而，后盘力由于流体系统惯性效应而保持很高。这导致朝入口驱动叶轮的叶轮上的很大的轴向力。喘振现象的第二阶段通过泄放至较低眼侧压力的高压后盘压力产生，导致眼侧力超过削弱的后盘力。这产生将叶轮驱动远离入口的较大轴向力。形成这些力的频率相当高，导致源于止推轴承过载的压缩机损坏。

在喘振现象期间形成的力可计算和测量，且压缩机中的止推轴承可设计有过载裕度，以吸收这些力且防止对压缩机的破坏。然而，被称为无油轴承的零件在离心压缩机中被更多地使用。这些无油轴承为电磁轴承或空气动力轴承。在电磁轴承中，电机轴借助于磁力在径向方向和轴向方向悬置。然而，此无油轴承在应用于止推轴承上时比由油润滑的常规轴承吸收喘振现象期间发生的较大轴向力的能力低。因此，可由无油轴承提供的过载裕度小于由常规轴承可提供的过载裕度。因此，在喘振现象期间，止推轴承将不能吸收力，且备用轴承或套管将接触来吸收力。其问题在于备用轴承或套管仅可经历这些喘振现象期间的预定的较少数目的使用。在该预定数目之后，压缩机必须下线维护来替换备用轴承或套管。

因此，上文关于无油轴承提到的问题限制了其在大型压缩机应用中的使用，如，空气分离设备，否则此类轴承将具有如下优点：进料不会受油污染、具有低得多的摩擦损失以及比常规油润滑轴承需要较少维护。在如空气分离设备的应用中，如果压缩机下线，则设备将不工作。在任何大型装备中的非计划停机在任何情况下都将导致设备经营者的财政困难。

如将论述的那样，不同于现有技术，本发明提供了一种方法及设备，其中叶轮以偏压力预载，偏压力大于在压缩机的正常操作期间仅仅平衡叶轮眼侧与后盘力所需的力。该预载力用于增大轴承在喘振现象期间可超过的过载裕度，且因此，特别适用于使用无油轴承的离心压缩机。

发明内容

本发明提供了一种在喘振现象期间阻止超过压缩系统的止推轴承能力的方法。根据此方法，止推轴承利用作用于压缩机轴的两个相对轴向方向中的一个上的偏压力被偏压。在此压缩机中，压缩机轴连接到止推轴承和至少一个压缩机的叶轮上，叶轮继而又设有后盘密封件。压缩轴由驱动件驱动，以通过压缩机轴的旋转来驱动叶轮，且压缩系统具有由至少一个压缩机提供的至少一个压缩级。止推轴承具有第一止推轴承能力和第二止推轴承能力，以分别吸收沿压缩机轴的两个相对轴向方向作用于止推轴承上的轴向负载。此止推轴承构造成使得第一过载裕度存在于第一止推轴承能力与第一喘振力之间，且第二过载裕度存在于第二止推轴承能力与第二喘振力之间。第一喘振力和第二喘振力作用于两个相对的轴向方向，且在喘振现象期间产生。在压缩系统的正常操作期间，通过产生叶轮眼侧力与施加到叶轮上与眼侧力相对的后盘力之间的力差，偏压力施加到叶轮上，且通过压缩机轴施加到止推轴承。后盘力通过由后盘密封件分开的叶轮的高压外环形区与低压内环形区施加。偏压力增大第一过载裕度和第二过载裕度中的一者，使得第一过载裕度和第二过载裕度分别不小于第一止推轴承能力和第二止推轴承能力的大约百分之二十五。

尽管过载裕度中的一者的增大将以另一个止推轴承的过载裕度为代价，但最大的喘振力因此可被抵消(compensate)来提高止推轴承吸收喘振力的能力。在此方面，过载裕度至少为止推轴承的能力的百分之二十五。如可认识到的那样，甚至较大的裕度是期望的(如果可能)，例如，百分之五十。尽管本发明不限于使用于无油轴承，因为本发明实际上在使用于无油轴承的情况下甚至更有利，其特别适用于具有有限过载裕度的磁性和空气动力轴承。止推轴承吸收此喘振力的能力的这样增大允许在大规模压缩机应用中和在压缩机的连续操作特别关键的应用中使用此无油轴承。

驱动件可为电机，且压缩机轴可为从电机突出的电机轴。在此情况下，止推轴承为电机的一部分。此外，止推轴承可为磁性轴承。

至少一个压缩机可包括第一压缩机和第二压缩机，它们连接在电机轴的相对端处，且与彼此流动连通，使得至少两个相继的压缩级设在压缩系统中。在此情况下，力差由第一压缩机和第二压缩机中的至少一者的眼侧力与后盘力之间的差产生。至少一个压缩机可为压缩系统的多个压缩级的上游压缩级。在此情况下，低压区与多个压缩级的上游压缩级的另一个压缩机的出口或入口流动连通，且由来自另一个压缩机的释放流加压。

本发明还提供了一种在喘振现象期间阻止超过压缩系统的止推轴承能力的设备。在此设备中，止推轴承利用偏压力被偏压，偏压力沿压缩机轴的两个相对轴向方向中的一个作用，压缩机轴连接到止推轴承和具有后盘密封件的至少一个压缩机的叶轮上。压缩机轴由驱动件驱动，以通过压缩机轴的旋转来驱动叶轮，且压缩系统具有由至少一个压缩机提供的至少一个压缩级。止推轴承具有第一止推轴承能力和第二止推轴承能力，以分别吸收沿压缩机轴的两个相对轴向方向作用于止推轴承上的轴向负载。止推轴承构造成使得第一过载裕度存在于第一止推轴承能力与第一喘振力之间，且第二过载裕度存在于第二止推轴承能力与第二喘振力之间。第一喘振力和第二喘振力作用于两个相对的轴向方向上，且在喘振现象期间产生。后盘密封件在压缩机轴的径向方向上尺寸确定为使得在压缩系统的正常操作期间偏压力由力差生成。偏压力由叶轮眼侧力与施加到叶轮上的与眼侧力相对的后盘力之间的力差产生，后盘力施加在由叶轮的后盘密封件分开的高压外环形区与低压内环形区上。力差从叶轮传递且通过压缩机轴至止推轴承，且增大第一过载裕度与第二过载裕度中的一者，使得第一过载裕度和第二过载裕度分别不小于第一止推轴承能力和第二止推轴承能力的大约百分之二十五。

驱动件可为电机，压缩机轴可为从电机突出的电机轴，且止推轴承可为电机的一部分。此外，止推轴承可为一个磁性轴承。

至少一个压缩机可包括第一压缩机和第二压缩机，它们连接在电机轴的相对端处，且与彼此流动连通，使得至少两个相继的压缩级设在压缩系统中。力差由第一压缩机和第二压缩机中的至少一者的眼侧力与后盘力之间的差产生。至少一个压缩机可为压缩系统的多个压缩级的下游压缩级。低压区与多个压缩级的上游压缩级的另一个压缩机的出口或入口流动连通，且由来自另一个压缩机的释放流加压。

附图说明

尽管由权利要求书总结的说明书具体地指出申请人看作是其发明的主题内容，但相信本发明在结合附图时将更好理解，在附图中：

图1为并入两个压缩级的根据本发明的压缩系统的示意性截面图；

图2为图1的示意性片段视图，其示出了各个压缩级中形成的眼侧力和后盘力；

图3为图1的示意性片段视图，其示出了眼侧力和后盘力在第一压缩级中的叶轮上形成所在的区域；

图4为过载裕度和叶轮在现有技术的压缩机中经历的力的示意图；

图5为过载裕度和叶轮在本发明的压缩机中经历的力的示意图；以及

图6为本发明的压缩系统的示意图，其中上游压缩级用于协助提供根据本发明的叶轮上的偏压力。

具体实施方式

参看图1，示出了压缩系统1，其具有两个相继的压缩级，压缩级分别设有由电机4驱动的两个压缩机2和3。压缩机2和3为离心压缩机。压缩机2将气体(例如，空气)从低压压缩至中压，且压缩机3将气体进一步从中压压缩至还更高的压力。因此，压缩机3具有高于压缩机2的出口压力。尽管未示出，但压缩机2将通过适合的导管连接到压缩机3上，并且取决于压缩系统1的应用，可并入级间冷却。然而，如将论述的那样，本发明同样适用于具有单个压缩机的压缩系统。

压缩机2包括护罩10，其具有入口12和叶轮14，叶轮14由电机4的电机轴16驱动。气体由叶轮14驱动到蜗壳18中，气体以高于从入口12进入压缩机2的压力从蜗壳18排出。后面密封件20提供成防止高压气体从叶轮14的后面散逸。如上文指出那样，后面密封件20为迷宫型密封件，且环绕叶轮14的后部。密封件支座22将叶轮后盘密封件20保持就位。腔24形成在叶轮14的后方，位于后盘密封件20与电机轴16之间。提供围绕电机轴16的密封的轴密封件26从而也密封腔24。轴密封件26也由密封件支座22保持就位。

压缩机3设有护罩28，其具有入口30，入口30与压缩机2的蜗壳18的出口(未示出)流动连通，在中压下的气体从该出口排出。如上文指出那样，级间冷却器可设在蜗壳18的出口与入口30之间。叶轮32在电机轴16的与驱动叶轮14的那一端相对的相对端处由电机4的电机轴16驱动。气体由叶轮32驱动到蜗壳34中，气体以高于从入口30进入压缩机3的气体的压力从蜗壳34排出。尽管未示出，但蜗壳34中提供了常规出口以用于排出此高压下的气体。后盘密封件36提供成防止高压气体从叶轮32的后面散逸。后盘密封件36由密封件支座38支承。腔42形成在叶轮32的后方，位于后盘密封件36与电机轴16之间。轴密封件43提供围绕电机轴16的密封，且因此还密封腔42。轴密封件43由密封件支座38保持就位。

护罩12连接到蜗壳18上，蜗壳18继而又连接到圆柱形电机外壳44的一端上。护罩28连接到蜗壳34上，涡轮34继而又连接到电机罩45上。电机罩45连接到圆柱形外壳44的相对端上。电机4具有附接到电机轴16上的转子46和附接到圆柱形电机外壳44的内侧上的定子48。电机轴16在相对端处由轴颈轴承50和52支承。轴颈轴承50和52为主动磁性轴承，其具有附接到电机轴16上的导体54和56，以及分别连接到圆柱形电机外壳44和电机罩45上的电磁体58和60。轴颈轴承50和52使电机轴16电磁悬置，以用于旋转运动。还提供了电磁止推轴承62。止推轴承62具有为导体的盘状推力转轮64，其为导体，分别在为电磁体的内侧构件66与外侧构件68之间旋转，这使盘状推力转轮64悬置在内侧构件与外侧构件之间。未示出，但如本领域中公知的那样，间隙传感器设有相关联的电子装置，以区别地向电磁体供能来保持导体54和56与电磁体58和60之间的间隙，并且保持盘状推力转轮64在其相关联的电磁体外侧构件66和内侧构件68之间。通过主动磁性轴承保持间隙的能力并非没有力极限。在喘振现象期间，可超过该力极限。因此，作为后备，提供了两组套管70和72，其通过板74和76连接到圆柱形电机外壳44和电机罩45上。在功率损失期间或在启动时或在停机之后，套管70和72将沿径向支承电机轴16。如果电机轴16上的轴向力超过止推轴承62的能力，则为环状构造连接到电机轴16的端元件78和80接触套管70和72。这可在喘振现象期间发生，且经由套管70和72施加到电机轴16上的此轴向力可特别剧烈。因此，电机套管70和72可经历的这类喘振现象的数目应限制在较少数目的现象。

在压缩系统1的操作期间，由于各个叶轮14和32上的轴向力相平衡，给予了作用于电机轴16且因此作用于止推轴承62上的轴向力。还参看图2，叶轮经历分别示为"F1"和"F2"的方向向内的眼侧力，其由于穿过入口12和30的气体而引起。后盘力"F3"和"F4"与这些力相对。这些后盘力由由各个叶轮14和32产生的散逸到高压外环形的外环区82和84中的高压气体引起，外环区分别位于叶轮14和32的外沿86和88与其相关联的后盘密封件20和36之间。此外，腔24和42也由穿过后盘管90和92(图1中所示)的低压气体加压，且因此力施加到叶轮12和32的所得的低压内环形区94和96中，其分别位于后盘密封件20和36与电机轴16之间。该低压气体可分别使用连接件98和100从入口12和30获得。作为备选，低压气体可从另一个来源如任何上级压缩机的入口或在空气压缩的情况下可能是环境获得。

前文可参照图3来较好理解，其中关于后盘力"F3"的高压外环形区82和低压内环形区94被示出。如可认识到的那样，后盘力"F3"由以下等式给出：

在高压的情况下，外环形区82为R0与R1之间的区域，高压气体为在R0处从外沿86散逸到此区中的P_d，且低压内环形区94为R1与R2之间的环形区，且腔24中的低压气体为P_c。"F1"为眼侧力，其等于存在于叶轮眼侧上的所有压力的总和的，并由等式给出：

F1由穿过叶轮14的入口面的压力场的积分决定，该积分通过公知的计算机模拟技术，该技术可借助于市售的计算机程序来执行，如，ANSYSCFX计算流体动态软件，其可从Ansys公司获得(Southpointe, 275 Technology Drive(科技驱动), Canonsburg, PA 15317, 美国)。

参看图4，在如图所示的用于正常操作的现有技术中，在叶轮14的情况下，限定高压外环形区82(R0和R1)的内半径和低压内环形区94(R1和R2)的外半径的半径R1设置成使得正常操作期间的净叶轮推力设置成可接受的低水平或零。换言之，如果为零，则F1-F3=0。相同方法将用于叶轮32的情况，且因此，在正常操作期间的净叶轮推力也将设置成可接受的低水平，或甚至为零。换言之，如果为零，则F2-F4=0。由于压缩机1具有两个叶轮14和32，故具有相对于叶轮或电机轴的轴线的期望半径的叶轮后盘密封件20和36设置成使得在正常操作状态期间来自两个叶轮的净推力设置成可接受的低水平，或甚至为零。换言之，如果为零，F₁-F₃＋F₄-F₂=0。在具有单个叶轮的压缩机中，此叶轮的净通量将以上文所述的各个叶轮14和32的方式设置成零。

继续参看图4，然而，压缩机经历非正常操作状态，且止推轴承必须安全地适应这些状态。一个此类非正常操作状态为喘振，其在止推轴承62上产生两个交替的非对称力。第一阶段(喘振阶段1)为叶轮中的空气动力不稳定性引起的排出压力的突然损失。这导致眼侧压力的下降。然而，后盘力(例如，叶轮14的F3)由于流体系统惯性效应而保持很高。这导致朝入口(例如，对于叶轮14而言的入口12)的较大轴向力，其在此第一阶段中沿与力F3相同的方向作用。第二阶段(喘振阶段2)在高压后盘压力释放时出现，急剧地减小了后盘力F3，同时在眼侧，流变稳定且压力再形成，且眼侧力F1增大。这导致示为作用于F1的方向上的喘振阶段2的较大的轴向力。将注意的是，在喘振现象期间，叶轮14和32两者由于它们互连且流体连通，故都将经历这些振荡力。因此，在图4中，在喘振现象期间示出的实线代表在力超过止推轴承62的抵抗此力的止推轴承能力时，作用于止推轴承62且最后作用于套管70和72上的力的总和。在图4中，虚线代表此止推轴承能力(F_能力(＋)和F_能力 (-))，超过该能力，套管70和72将接触。"正过载裕度"和"负过载裕度"代表正力方向和负力方向上的此负载能力与喘振现象期间沿正力方向和负力方向生成的最大力(即，F_阶段1和F_阶段2)之间的差。相同的考虑将适用于使用单个叶轮的压缩机，但没有由于两个叶轮而产生的力的总和。

止推轴承62的目的在于防止这些交替的力破坏压缩机。当这些推力超过止推轴承能力(止推轴承62的F_能力(＋)和F_能力(-))时，连接到电机轴16上的端元件78和80接触后备套管70和72，套管70和72设计成在此现象期间保护压缩机。然而，此套管在接触时具有有限寿命。如图所示，现有技术的止推轴承可设计有正和负的过载裕度，其设计成在喘振现象期间吸收此交替的力。然而，在无油轴承如磁性轴承的情况下，负载能力较低，且这些过载裕度不高，且可能不存在。因此，如上文所述，发现此轴承用途有限。如本领域的技术人员可认识到的那样，相同的论述将同样适用于翼片轴承，其也具有有限的过载能力。

将注意的是，在喘振阶段1和喘振阶段2期间的轴向力可通过直接测量或从间接测量且随后计算来在操作的压缩系统上获得，和/或可在压缩系统的设计阶段期间从几何形状和预期的热力学操作状态获得。在使用磁性轴承的操作的压缩机系统上的轴向力F_阶段1和F_阶段2的直接测量通过在喘振期间监测磁性推力轴承控制电流和知晓力-电流系数是可获得的。在操作的压缩机上的F_阶段1和F_阶段2的间接测量和随后计算通过测量压缩系统内的热力学状态和使用已知压缩机几何形状来计算F_阶段1和F_阶段2轴向加载来执行。在设计阶段期间，详细的压缩机空气动力设计提供预期的热力学状态和实际的几何形状呈现，这允许了计算F_阶段1和F_阶段2。使用几何形状和预期或测量的动力学状态来计算F_阶段1和F_阶段2遵循由本领域的技术人员使用的相同计算过程，以计算叶轮眼侧力F1和F4和后盘侧力F2和F3。

根据本发明，与现有技术相反，止推轴承由力预载，该力以另一个过载裕度为代价来增大一个过载裕度，继而又增大止推轴承抵抗喘振现象的能力。参看图5，举例来说，假定压缩机2和3将经历系统喘振，使得F_阶段1将大于F_阶段2。根据本发明，为了实现比图4中所示的现有技术的喘振阶段1大的正过载裕度，叶轮14和/或32的后盘密封半径调整成产生非零预载推力值以用于压缩机1的正常操作。如图5中所示，在正常操作状态下预载的预载力F_预载将增大喘振现象的喘振阶段1中的正过载裕度，这样的增大需要以减小喘振现象的喘振阶段2的负过载裕度为代价。如可认识到的那样，在没有预载的情况下，图5中所示的系统将具有危险的较小正过载裕度而没有预载力，因为阶段1所产生的力F_阶段1会接近正止推轴承能力F_能力(+)。将注意的是，如果在提供预载之前，负过载裕度小于正过载裕度，则预载力F_预载将沿相反方向施加，或换言之，朝正或F_能力(+)。在任何情况下，预载力F_预载都应当足够，使得正过载裕度和负过载裕度两者都不小于正止推轴承能力F_能力(+)和负止推轴承能力F_能力(-)的百分之二十五。如可认识到的那样，甚至更高过载裕度是期望的，且如果可能，百分之50和更大。然而，将注意的是，在过载裕度增大时，还有可能的是止推轴承能力必须也增大以适应增大的裕度。在此情况下，整个止推轴承62必须制作成较大，且存在对于将在高速下保持结构完整性的推力转轮64的直径的限制。

在正常操作期间沿F3的方向产生预载力的一个可能的方式是通过减小叶轮14上的半径R₁，从而增大后盘的高压外环形区82，同时减小内环形低压区94。结果在于产生较大的F₃的值，其沿负方向作用，使得预载力F_预载现在将在压缩机1的正常操作下按照图5中所示的存在于负方向上。特别优选的是如果过载的结果在任一方向上相同，则调整后密封件直径R₁来实现相等的正和负的过载裕度。

尽管已论述了前述预载是关于通过对压缩机1和2中的任一者或两者适当地选定叶轮的R₁的尺寸来调整密封件设计，但预载力还可通过作用于低压内环形区上的压力来调整，这通过使用来自上游级的低压气流的释放且将其施加到低压内环形区上。参看图6，多级压缩系统1'示为具有如上文所述的且具有压缩机2和3的压缩系统1。进料流100由压缩机2压缩来产生中压下的压缩流102。压缩流2在中间冷却器104中冷却，且然后在压缩机3中进一步压缩来产生压缩流106。压缩流106在中间冷却器108中冷却，且然后进一步引入压缩机5中来进一步压缩。压缩机5由设计类似于上文所述的电机4的电机6驱动，且此压缩机5还设有关于压缩系统1和压缩机2和3所述类型的密封件。所得的输出压缩流110可由后冷却器112冷却。用于压缩步骤5的后盘腔的低压气体的释放流114可从如图所示的流102或流106获得。该低压释放流给送到与压缩机5相关联的后盘管中，以加压叶轮后方的其低压区，以至少有助于根据本发明的压缩机5的预载。选择最低低压流用于腔104的另一个好处在于后盘密封件半径R₁可减小，且因此较少气流将穿过该迷宫式密封件出现。密封件流减少将产生压缩系统效率的提高。换言之，后盘密封件的半径越小，高压气体泄漏穿过的密封件区域就越小。

将注意的是，尽管本发明相对于无油轴承论述，如电磁轴承和翼片轴承，但本发明可有利地应用于具有由油润滑的常规轴承的压缩系统，以便在喘振现象的情况下提供增大的安全裕度。此外，不但是经受喘振现象的电驱动的压缩机，而且也是由其它驱动机构驱动的其它类型的压缩机，例如，汽轮机或膨胀涡轮，且因此，本发明在其最宽方面中不限于由附图中所示的永磁电机驱动的压缩机，且可为由变频驱动件控制。还将注意的是，尽管已经关于电机轴的相对端处驱动的压缩机描述了本发明，但本发明将同样适用于具有单个压缩级的压缩系统。

此外，具有在一端处的单个压缩机和在另一端处的膨胀涡轮驱动件或级的压缩系统将为本发明的有效应用。在本行业中称为涡轮压缩机或涡轮增压器的该装置通常不包括一体式高速电机。然而，本领域的技术人员将清楚的是，本发明及其涡轮压缩机或涡轮增压器的实施例还可包括一体式高速电机、发电机或双向电机/发电机。

如本领域的技术人员将想到的那样，尽管已经相对于优选实施例描述了本发明，但可产生很多其变化和省略，而不会脱离如所附权利要求中阐释的本发明的精神和范围。

Claims (8)

1. 一种在喘振现象期间阻止超过压缩系统的止推轴承能力的方法，所述方法包括：

利用偏压力来偏压止推轴承，所述偏压力作用于压缩机轴的两个相对的轴向方向中的一个上，所述压缩机轴连接到所述止推轴承和具有后盘密封件的至少一个压缩机的叶轮上，所述压缩机轴由驱动件驱动，以通过所述压缩机轴的旋转来驱动所述叶轮，所述压缩系统具有由所述至少一个压缩机提供的至少一个压缩级；

所述止推轴承具有分别用于吸收沿所述压缩机轴的两个相对轴向方向作用于所述止推轴承上的轴向负载的第一止推轴承能力和第二止推轴承能力，所述止推轴承构造成使得第一过载裕度存在于所述第一止推轴承能力与第一喘振力之间，且第二过载裕度存在于所述第二止推轴承能力与第二喘振力之间，所述第一喘振力和所述第二喘振力作用于所述两个相对的轴向方向，且在所述喘振现象期间产生；

在所述压缩系统的正常操作期间，通过产生叶轮眼侧力与施加到所述叶轮上与所述眼侧力相对的后盘力之间的力差，将所述偏压力施加到所述叶轮上，且通过所述压缩机轴施加到所述止推轴承上，所述后盘力通过由所述叶轮的后盘密封件分开的高压外环形区和低压内环形区施加；以及

所述偏压力增大所述第一过载裕度和所述第二过载裕度中的一者，使得所述第一过载裕度和所述第二过载裕度分别不小于所述第一止推轴承能力和所述第二止推轴承能力的大约百分之二十五。

2. 根据权利要求1所述的方法，其特征在于：

所述驱动件为电机，所述压缩机轴为从所述电机突出的电机轴，所述止推轴承为所述电机的一部分，且所述止推轴承为磁性轴承。

3. 根据权利要求2所述的方法，其特征在于：

所述至少一个压缩机包括第一压缩机和第二压缩机，所述第一压缩机和所述第二压缩机在所述电机轴的相对端处连接且与彼此流动连通，使得至少两个相继的压缩机设在所述压缩系统中；以及

所述力差由所述第一压缩机和所述第二压缩机中的至少一者的所述眼侧力与后盘力之间的差产生。

4. 根据权利要求1或权利要求2所述的方法，其特征在于：

所述至少一个压缩机为所述压缩系统的多个压缩级的下游压缩级；以及

所述低压区与所述多个压缩级的上游压缩级的另一个压缩机的出口或入口流动连通，且由来自所述另一个压缩机的释放流加压。

5. 一种用于在喘振现象期间阻止超过压缩系统的止推轴承能力的设备，所述设备包括：

利用偏压力来偏压的止推轴承，所述偏压力作用于压缩机轴的两个相对的轴向方向中的一个上，所述压缩机轴连接到所述止推轴承和具有后盘密封件的至少一个压缩机的叶轮上，所述压缩轴由驱动件驱动，以通过所述压缩机轴的旋转来驱动所述叶轮，所述压缩系统具有由所述至少一个压缩机提供的至少一个压缩级；

所述止推轴承具有分别用于吸收沿所述压缩机轴的两个相对轴向方向作用于所述止推轴承上的轴向负载的第一止推轴承能力和第二止推轴承能力，所述止推轴承构造成使得第一过载裕度存在于所述第一止推轴承能力与第一喘振力之间，且第二过载裕度存在于所述第二止推轴承能力与第二喘振力之间，所述第一喘振力和所述第二喘振力作用于所述两个相对的轴向方向，且在所述喘振现象期间产生；

所述后盘密封件在所述压缩机轴的径向方向上尺寸确定为使得所述偏压力由所述压缩系统的正常操作期间的力差生成，所述偏压力由叶轮眼侧力与施加在所述叶轮上与所述眼侧力相对的后盘力之间的力差产生，所述后盘力通过由所述叶轮的后盘密封件分开的高压外环形区和低压内环形区施加；以及

所述偏压力差从所述叶轮传递且通过所述压缩机轴传递至所述止推轴承，且增大所述第一过载裕度和所述第二过载裕度中的一者，使得所述第一过载裕度和所述第二过载裕度分别不小于所述第一止推轴承能力和所述第二止推轴承能力的大约百分之二十五。

6. 根据权利要求5所述的设备，其特征在于，所述驱动件为电机，所述压缩机轴为从所述电机突出的电机轴，且所述止推轴承为所述电机的一部分，且所述止推轴承为磁性轴承。

7. 根据权利要求6所述的设备，其特征在于：

所述至少一个压缩机包括第一压缩机和第二压缩机，所述第一压缩机和所述第二压缩机在所述电机轴的相对端处连接且与彼此流动连通，使得至少两个相继的压缩级设在所述压缩系统中；以及

所述力差由所述第一压缩机和所述第二压缩机中的至少一者的所述眼侧力与后盘力之间的差产生。

8. 根据权利要求5或权利要求6所述的设备，其特征在于：

所述至少一个压缩机为所述压缩系统的多个压缩级的下游压缩级；以及

所述低压区与所述多个压缩级的上游压缩级的另一个压缩机的出口或入口流动连通，且由来自所述另一个压缩机的释放流加压。