CN1048439A - 对转双转子离心式流体增压器 - Google Patents

Abstract

一种对转双转子离心式流体增压器具有一小一 大的双叶轮，大叶轮盖住小叶轮，与小叶轮对称以便 起到旋转扩散器的作用，它可以很有效地把从小叶轮 发出的流体的高速度减至接近于零，或使其反向，这 样就减小了环绕大叶轮的壳体中的摩擦损失，并且显 著提高了整体效率，因此，这种流体增压器改进了离 心式透平鼓风机，压缩机或涡轮泵。

Description

本发明涉及一种对转双转子离子式流体增压器，它是离心混流式的，可以增加透平鼓风机、压缩机或涡轮泵的效率。

一般来说，离心式的鼓风机或泵的效率，要小于轴流式的鼓风机或泵的效率。但是当比转数Ns较小时，也就是说当所需压力较大而功率较小时，却常用离心式的鼓风机或泵，为了做出清楚的说明，首先介绍一下透平鼓风机或涡轮压缩机。

人们一般认为普通离心式透平鼓风机的效率劣于轴流式，其原因是它的扩散器把叶轮给出的动压转换成静压时效率较低。

本发明人从其经验得知，对于普通离心式透平鼓风机来说，离心式叶轮本身的效率并不低，按照设计可达90%或更高。不过，比转数Ns较小时，其总效率一般为65～70%。比转数Ns较大且功率较大时，其总效率可达85%，但是仍劣于大功率时轴流式的总效率（90～95%）。

本发明的一个目的是提供一种对转双转子离心式流体增压器，它可以克服普通离心式透平鼓风机或泵的上述缺陷，从而使其总效率提高到轴流式的水平上。本发明的原理是，使用一个带叶片的旋转扩散器而不是固定的扩散器，这种旋转扩散器称为第二叶轮，此适当的转速使该旋转扩散器相对于称为第一叶轮的普通叶片反转。一是为了把第一叶轮发出的较大部分动压转化成静压，由于使用的叶片颇短于固定扩散器的叶片。这种转化效率很高;二是为了把第一叶轮出口处流体的绝对速度减小至接近于零，即在具有适当空间的壳体中减少摩擦损失，因此即使比转数Ns较小时也可获得接近于轴流式的总效率。因此对于较大的比转数Ns来说，所述达到的总效率也并不劣于轴流式。

按照本发明的对转双转子离心式流体增压器的特征在于：从第一叶轮出来的高速流体直接地或者通过一个涡流室或具有较短导向叶片的固定扩散器使得速度适当下降，流体压力增高后，被导向与第一叶轮对转的第二叶轮，依靠第二叶轮片渐开的通路以及第二叶轮对转的作用，以便使第二叶轮进口处的流体相对速度变大，并使第二叶轮出口处流体绝对速度显著下降，因而使高速流体的动压很有效地转变成静压，并且通过把流体引入围绕第二叶轮的旋涡式外壳，或具有一空间的适当壳体而减小流体在壳体中的摩擦损失，总之很有效地实现流体压力的显著增加。

搞清旋转扩散器和固定扩散器之间的差别是很重要的，据说，具有导向叶片的固定扩散器有效减小流体速度的极限是，扩散器出口处和扩散器进口的速比是1/3至1/4。例如，240米/秒的速度是可降至80至60米/秒。因此，残留的动压由壳体内的摩擦消耗掉。

当降速比很大时，导向叶片的长度以及扩散器和壳体的尺寸都需做得较大，这会使摩擦损失增加，效率下降，十分不利。

另一方面，当使用旋转扩散器时，由于扩散器叶片形成逐渐扩张的通路，也由于扩散器的转动，这两者的综合效应使流体能够以比普通式壳体小得多的绝对速度引入周围旋涡式壳体或具有较大空间的壳体。另外，如图2所示旋转扩散器叶片的长度可做得比固定扩散器叶片短，因此，叶轮和壳体中的摩擦损失较小，也就是说，由于使用了旋转扩散器，首先可以很有率地达到高的静压升。现对照以下附图详细描述本发明。

图1是本发明结构最简单的实施例侧视图;

图2是从图1实施例吸入侧看去的前视图;

图3和图4分别是图1所示第一叶轮进口和出口的速度图。

图5和图6分别是图1所示第二叶轮进口和出口的速度图。

图1所示实施例结构最简单的原因在于，第一和第二叶轮都分别直接安装在各自的电机轴上。

在这种结构中，因吸入侧是打开的，管线不能与其相连，但是，这种吸入侧打开状态的鼓风机在应用时并无很多限制。

在图1中，标号1为第一叶轮的电机，2为第一叶轮轴，3为第一叶轮，4为用于改善第一叶轮效率的导流片，但有些情况下，可省掉导流片。5为第一叶轮3和第二叶轮6之间的涡流室，径向宽度大约为10～20毫米，以便减少噪音，使流体的流动均匀，即改善第二叶轮的效率，但是涡流室太大也会降低效率。7为第二叶轮电机，8为第二叶轮轴，9为旋涡式壳体。但是在第二叶轮出口处流体的绝对速度的周向速度设计得非常接近于零的情况下，最好采用一种简单的、大空间壳体，10为壳体9的前盖，装卸第二叶轮时应将其打开。

虽然在改善透平鼓风机或压缩机的效率方面，对转的第二叶轮很有效，但是它需要某些成本高的密封设施来减少高压流体的泄漏。这就是说，如图1所示，第二叶轮6的盖分成一大一小两个圆形部分，其圆形边界的直径稍大于第一叶轮的外径，较小部分11自由地装卸于较大部分，除较小部分11之外，还设有一带曲径或密封的开口环12。使较小部分11很薄、很轻、尽可能平衡，这一点很重要。以便防止在装卸较大部分时破坏动平衡，使第一叶轮的开口环12和第二叶轮开口环13之间的间隙足够小以便于保持密封设施的有效性，这一点也很重要。如果必要，最好在开口环13的内侧设置曲径式密封圈。开口环13的外侧由曲径式密封圈14密封，曲径式密封圈14支承于前盖10以便减小高压流体在第二叶轮出口处的泄漏。在第一叶轮后侧设有平衡活塞15，它被第二叶轮的平衡活塞16包住，两平衡活塞15、16之间的间隙由曲径式密封圈17密封。

另外，平衡活塞16的外周由壳体8所支承的曲径式密封圈18密封。图2表示本发明所用叶轮的推荐实施例。第一叶轮具有径向叶片和导流片以便使外径很小的第一叶轮出口处的流体具有大的绝对速度。由于普通的固定扩散器很难把如此大的绝对速度有效地转变成静压，所以最好用带有向后弯曲的叶片的叶轮取代径向式的，但是，如上所述，对于小的比转数Ns来说，效率仍旧很低。

然而按照本发明，上述大的绝对速度通过旋转扩散器即第二叶轮很有效地转变成静压，因此，如图3、4、5和6所示，使得第二叶轮出口处的流体速度很小，结果使壳体中的摩擦损失很小。此外，由于第二叶轮转速低，仅为第一叶轮转速的1/2至1/10，所以由于第二叶轮转动引起的叶轮摩擦损失不大。

图3是第一叶轮进口处的速度图，其中，U1是导流片4在其进口边缘的平均直径D1处的周向速度，Cm1是该进口处流体的子午线速度（meridian  velocity）。W1是流体对叶片的相对速度。这里D1较小，U1很小，Cm1最初较小，W1也较小，所以在该进口处，流体的扰动和摩擦损失不大，这是导流片4带来的好处之一。

图4是第一叶轮出口处的速度图，其中，U2是周向速度，Cm2是子午线速度，W2是等于Cm2的相对速度。

为了作更清楚的说明，可以假定，第一叶轮叶片很多而且流体精确地以径向流动，那么，在第一叶轮出口处发出的流体的绝对速度则为C2，如图4所示大于U2。但是在第一叶轮内的摩擦损失很小，因为叶片长度小，相对速度W2也小。可以说，径向叶片式叶轮内的压力损失很小，其效率很高。然而，出口处流体的绝对速度C2大，因而这种扩散器的效率成为未解决的问题。

图5是第二叶轮进口处的速度图，其中，U3是第二叶轮在进口处周向速度，U2是取决于设计条件所适当选定的，介于第一叶轮出口处的周向速度的1/2至1/10。Cu3是流入第二叶轮的流体周向分速度。Cu2称为上述速度C2的周向分速度，Cu3是按下式计算的：

Cu3＝ (D2)/(D3) ·Cu2＝ (D2)/(D3) ·^U2

式中，D2是第一叶轮的外径，D3是第二叶轮的内径，当涡流室5直径增大且D3增大时，则Cu2则大大减少至Cu3，而且相应于动压差产生静压的较大增加。

涡流室5的适当大小给出良好的效率，而这又有效地减少第二叶轮中的摩擦损失，也减少第二叶轮进口处的噪音和扰动，这些都是确实的，但是，涡流室太大也会减小效率，这也是确实的。

但是当所需压升高，因而第一叶轮和第二叶轮间的相对速度超过音速时，通过在第一叶轮外周上装有很短叶片的扩散器会有效地把相对速度减至音速以下。

图6是第二叶轮出口处的速度图，其中，由于第二叶轮逐渐扩张的通道的扩散效应，相对速度W4减少图5中W3的一半，而流体的周向速度下降很多以至翻转了其方向。使上述翻转了的周向速度Cu4保持适当较小的值以便减小环绕第二叶轮的壳体9中的摩擦损失，这是很重要的。当C4的值设计为减至接近或等于零而且其方向取决于流速的变化而变化时，最好使用具有大空间的简单壳体来取代蜗壳。当然在设计高效鼓风机时最重要的是使第一叶轮的转速尽可能高，从而使第一叶轮的外径及第二叶轮的外径尽可能地小，适于高速设计的转子的最合理结构是其两端都受支承，这是因为要使其达到极佳的动态稳定性每端轴径应做得很小，因而使每个轴承的摩擦损失很小，而图7就表示实现此目的的一实例。如图7所示，第一叶轮的前轴承共轴地装在一吸咀内，而其后轴承在第二叶轮轴后的一个位置上，第二叶轮轴做成空心的以便在其中装入第一叶轮的后轴。实际上，为了得到很高的压升，第二叶轮的转速可高达第一叶轮的转速，由于对转使绝对速度下降，即使在这种情况下也比普通的双级式增压器的效率高。

在图7中，与图1相同的零件使用相同的标号。如图7所示，第一叶轮的前轴承22的润滑油是通过肋19送入并通过肋20排出的。此外，为了防止润滑油与流体混合，设有机械式密封和/或压力密封21。第二叶轮的前轴承安装在固定于壳体9上的轴承箱内，其后轴承安装在轴承箱23内，轴承箱23固定在与壳体9的上述轴承箱相连的法兰式接头上，第一叶轮的后轴承支承于轴承箱24，轴承箱24连接于与轴承箱23相连的法兰式接头上。轴承箱的上述布置可以适当地变化。第一叶轮可以由齿轮或一皮带驱动或直接与一高速传动器相连。

即使图7所示的设计需要成本高的润滑和密封系统，但是实现高速以便得到高效率是适当的。此外，这使吸入侧的结构很简单。如图7所示，第一叶轮进口处的导流片做成与第一叶轮成为一体，但是其效果与图1的分体结构是相同的，第二叶轮使用密封式滚珠轴承，但是轴承和润滑的选择都是自由的。

图7是一实例的侧视图，其中伸向后面的第一叶轮轴穿入第二叶轮的空心轴，受一个位于所述空心轴后的轴承支承。

图8是本发明的混流式鼓风机，它也是一种离心式鼓风机。为了使第一叶轮前轴的密封设施结构简单且避免润滑油漏入流体，使第一叶轮前轴承装在吸入侧的外侧并使其后轴承装在第二叶轮轴后（第二叶轮轴做成空心轴以便在其中装入第一叶轮的后轴2），这种情况见图8。在这种情况中，第一叶轮轴的长度相当长，其外径也相当大以便得到足够的动态稳定性，因而第二叶轮轴前端的直径也变得很大，这将增大轴承的摩擦损失，但是由于第二叶轮的转速低，对总效率的影响很小。在图8中装有混流式叶轮，只要护罩26和叶轮之间的间隙保持足够小，它就适于Ns较大的情况，以便获得高的效率，此外这种叶轮的结构也很简单。在图8中，传动装置选用第一叶轮的一个增速齿轮和第二叶轮的皮带，但是传动装置的选用是自由的，例如，可选用单电机或双电机驱动。

功率大于55KW的电机一般是定制的，而其单价随功率加大而提高。因此，两个小功率电机的价格要低于一个大功率电机的价格。此外，启动电流也要小得多，因为两电机可单独地延时启动，例如，两个55KW电机，要比一个110KW电机便宜大约30%，而且启动电流也会减少大约50%。

图9是图8所示结构变形的侧视图，在图9中，第一叶轮的前轴承如图8一样装在吸入箱的外侧，其后轴承装在第二叶轮轴的前端内，以便使第一叶轮轴较短并使第二叶轮轴的直径不象图8中那样大。

在上述布置中，第二叶轮轴承的润滑系统变得较为复杂，但是第一叶轮轴的长度可做得较短。且其临界转速大大增加，此外，也不存在流体与润滑油混合的危险。这种轴承可以叫做轴内轴承（in-shaft-bearing）即与第二叶轮前轴承在一起的双轴承。这种轴承的润滑系统示于图9，其细节示于图10。图10是图9所示润滑系统细节的侧剖视图。

在图9中，第二叶轮轴的两个轴承支承于轴承箱23和27，这两个轴承箱由法兰式接头互相连接起来，而轴内轴承31的润滑油从润滑箱28的开口输送，并通过与第二叶轮轴8共轴的长孔30输入，由轴内轴承31边缘上的许多孔排出，然后再引入第二叶轮的前轴承并被排出。32是润滑箱内的润滑油密封，它可以是机械式密封，螺旋密封或者其它密封。

图10详细表示了上述双轴承，其中画出了止推轴承和润滑油排出通路。在图10中，33是一止推环，它通过临近于轴颈34的螺纹部分35固定于第一叶轮轴，并通过止推轴承36承受第一叶轮的推力以保持第一叶轮的正确位置。已润滑过轴内轴承31、止推环33和止推轴承36的润滑油在止推环33的锐边处抛出并被收集在第二叶轮毂内形成的槽38内，并通过开在槽38的角处的许多孔39引入第二叶轮的前轴承40。关于轴承40的润滑油密封需要考虑通过平衡活塞15和曲径式密封圈17之间的间隙的泄漏而引起的压力平衡问题。上述泄漏通过平衡活塞16边缘上的许多孔41通向外界大气，但是，在平衡活塞15和16内仍存留一定压力，它会使泄漏的流体进入绕止推环33圆柱部分形成的润滑油密封圈，为了防止润滑油污染流体，在止推环33的端部具有两尖锐的环边，不含润滑油的流体，通过环绕作为润滑油通路的许多孔39开出的孔43流入箱23前侧形成的槽44并从出口45排出。槽44由三部分组成即，从平衡活塞16伸出的套筒46;装在箱23上，设有防止润滑油混入漏出的流体中的密封盖47，以及箱23。

另一方面，已润滑过轴承40的润滑油被收集入箱23另一侧的槽48并从底部的出口49排出。

由于轴内轴承31和轴颈34反向转动，使轴承31和轴颈34之间的相对速度大于轴颈34本身的周向速度。在这种情况下，为了防止增加轴承的摩擦损失和产生的热量，按照相对速度的增加而使轴承间隙只加大一点将是有效的。应当注意使轴承的动态稳定性不受间隙增加的影响而变化。轴内轴承适于要求第一叶轮很高转速的情况，因为它能减少第一叶轮轴的长度并增加动态稳定性。

图11是一推荐结构的侧剖视图，这个结构在整体上做了简化。在图11中，第一叶轮3的轴是一悬臂轴，该轴穿入第二叶轮6的空心轴，且其前面由轴内轴承支承，而其后面由固定于空心轴后一位置上的轴承支承。在图11中，除去22a、40a、44a、47a四零件外的其它另件的标号与前面所述相同。已润滑过轴内轴承31的润滑油流向槽44a（槽44a是由保持轴内轴承31的托架23a和空心盖47a形成的）。然后通过开口45排出。在这种情况下，润滑油并不流入第二叶轮的前轴承。设有两个开口，上开口45和下开口45，其中上开口45是排出泄漏的液体的，下开口45是排出润滑油的。第一叶轮的滑滑油是通过开在第一叶轮后轴承箱24上的进口29提供的，一半油通过第二叶轮空心轴和第一叶轮轴之间的间隙流向前面。以便进一步流入轴内轴承31，而另一半油流向后面以润滑保持在箱24中的轴承，然后两部分润滑油分别排出。

在第一叶轮轴2的后端，一套联轴节由适当的增速装置1a驱动，但是也可使用一皮带轮或一小齿轮来直接代替所述联轴节以增加第一叶轮轴2的转速。但是，在这种情况下，最好使用180°对称布置的两个电机来驱动，以便完全平衡侧向力。第二叶轮是用皮带轮25驱动的，但是也可用小齿轮来代替。而且在图1中，第一叶轮无侧盖，但只有一个开口环，该开口环有助于加强进口叶片以便抵抗离心力，也可起到曲径式密封的作用，以便减少流体泄漏。

然而第二叶轮6外周并不用蜗壳，所用的是一种圆柱形壳体。

由于采用了上述结构，本发明的鼓风机的压缩机的总效率可提高到85～90%，而普通的鼓风机和压缩机的总效率只有65～75%。本发明可以节省20～30%的电力消耗。因此，由于节省电力，因采用对转双转子结构而增加的价格将在一年内得到补偿。例如，废水曝气使用的一台300KW高压透平鼓风机，每年360个工作日，每小时每KW费用20日元，那么每年的电力费用则为300×20×24×360＝51，840，000日元，假定节约上述费用的20%，可节省的费用可达每年10，000，000日元，然而鼓风机成本的增加却不到所节省费用的1/4。

因此，补偿期只为几个月，不仅如此，考虑用效率如此之高的新鼓风机更换普通鼓风机同样也是合理的。而且一台直接连接电机的多级透平鼓风机，由于转速低，流体路程多次回转造成的压头损失，其效率不到65%，因而用效率为85%的上述新鼓风机更换多级透平鼓风机将节约费用达30%。这是本发明十分显著的优越性，而且这种新式鼓风机占地面积小于普通鼓风机，因此可以用功率较大的这种新式鼓风机更换功率较小的普通鼓风机。

在上述说明中，主要是针对鼓风机或压缩机来描述本发明，但是本发明并不局限于这两种应用场合，它也可用于涡轮泵、涡轮泵的结构与上述鼓风机或压缩机相似，不过在密封设施上有所不同。与上述鼓风机或压缩机的情况一样，本发明用于涡轮泵时也可大大提高效率。

Claims (7)

1、一种对转双转子离心式流体增压器，其特征在于，从第一叶轮出来的高速流体直接地或者通过一个涡流室或具有较短导向叶片的固定扩散器，使速度适当下降，且流体压力增高后被导向与第一叶轮对转的第二叶轮，依靠第二叶轮逐渐扩张的通路作用以及第二叶轮对转的作用，使第二叶轮进口处产生大的流体相对速度并使第二叶轮出口处流体的绝对速度下降，因此很有效地把高速流体的动压转变成静压，并通过把流体引入一个围绕第二叶轮的涡流式壳体或具有一空间的适当壳体而减小流体在壳体中的摩擦损失并且以很高的效率显著增加流体的压力。

2、按照权利要求1所述的对转双转子离心式流体增压器，其特征在于：伸向前面的第一叶轮轴是电机轴本身，或者是由轴承支承由一电机驱动的轴，而伸向后面的第二叶轮轴是电机轴本身，或者是由轴承支承由一电机驱动的轴。

3、按照权利要求1所述的对转双转子离心式流体增压器，其特征在于：第二叶轮轴是空心轴，伸向第一叶轮前面的第一叶轮轴的端部由一轴承支承，一轴封由吸咀内部突出的肋支承，开有一润滑油通路，而且如果必要，还开有密封流体的通路。

4、按照权利要求1所述的对转双转子离心式流体增压器，其特征在于：第二叶轮轴的前端做成空心状，其中装有一轴承，该轴承支承第一叶轮的后端，该轴承的润滑油通过与第二叶轮同轴的长孔输送，在吸入壳体的外侧设有第一叶轮的另一轴承。

5、按照权利要求1所述的对转双转子离心式增压器，其特征在于：第二叶轮轴是空心轴，其内共轴地安装第一叶轮轴，第一叶轮轴是一悬臂轴。第一叶轮轴的前面由装在第二叶轮空心轴的轴承支承，其后面由一位于所述空心轴后面的轴承支承，第一叶轮轴的润滑油在位于第二叶轮轴后轴承箱和第一叶轮的后轴承箱之间的开口输送。通过所述空心轴的端部和第一叶轮之间的间隙引向装在所述空心轴中的所述轴承以及以相反的方向引向第一叶轮的所述的后轴承，然后被适当地排出。

6、按照权利要求1所述的对转双转子离心式流体增压器，其特征在于：第二叶轮轴是空心轴，伸向吸入侧的第一叶轮轴由固定在吸入壳体外侧的一轴承支承，第一叶轮的伸向另一侧的后轴穿进第二叶轮空心轴，由位于所述空心轴后面的一轴承支承。

7、按照权利要求1所述的对转双转子离心式流体增压器，其特征在于：第二叶轮的前盖分成一大一小两个圆形部分，其圆形边界的直径稍大于第一叶轮的外径，较小部分紧固于较大部分，也可从较大部分上自由地卸下，而且较小部分装有一带曲径式密封环的开口环。

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