CN1087405C - 喘振检测器 - Google Patents

Abstract

本发明涉及快捷而精确地检测喘振的喘振检测器，及其在涡轮机中的应用。该涡轮机具有可变角度扩散器叶片。通过测定在一个测定时间间隔上的工作参数的变化，预报喘振的发作，该测定时间间隔是根据涡轮机叶轮的工作特性计算出的。通过根据在测定时间间隔上的参数变化的抽样持续时间，调整扩散器叶片的角度，可以防止喘振的发作，并通过调整扩散器叶片将流体机的工作参数变化保持在从设计流量推算出的一个阈值以下。该应用能够全部利用涡轮机的潜在功率。

Description

喘振检测器及其涡轮机

本发明涉及可应用于离心与混流泵、鼓风机以及压缩机的喘振检测器，并涉及具有可变导流叶片与该喘振检测器的涡轮机。

当离心或混流泵在该泵的设计流速以下工作时，泵中的叶轮、扩散器及其它部件中会出现流体分离，并且流体会遭遇持续时间性的压力变化。从而导致称作喘振的现象，这种喘振会使作为一个整体的系统开始自激振动，随即泵便不可能工作。为了避免喘振的发作，必须在泵工作中早期检测出这一现象，并采取某些补救步骤来防止喘振的到来。

通常，泵的喘振条件是通过监测诸如压力、流速、温度及工作参数的时间平均值等工作参数，并将监测结果与事先确定的参数值进行比较来确定系统是否受到喘振或正常工作而判定的。

在下述公开在诸如日本专利申请(JPA)第二次公布H5-53956、JPA第一次公布S62-113889、JPA第一次公布S59-77089、JPA第一次公布S59-79097、JPA第一次公布S56-2496中的先有技术中，喘振是通过快速升高的温度检测的。公开在诸如JPA第一次公布S63-161362、JPA第一次公布S58-57098、及JPA第一次公布S55-114896中的技术中，是用压力的升高作为喘振的信号的。在诸如JPA第一次公布H3-199700中，喘振是用扩散器的叶毂与壳体之间的压力差检测的；在JPA第一次公布S62-51794中是用扩散器叶片的压力面与吸力面之间的压力差检测的；而在诸如JPA第一次公布S63-94098中则是用压力波形检测的。

其它技术用如公开在JPA第一次公布S57-129297中的叶片上的提升效率的变化率检测的；或者诸如JPA第一次公布H3-213696中所公开的用麦克风检测振动。

所有这些传统技术都是根据诸如压力与温度等工作参数的时间平均值的预定值与当前工作参数进行比较来判定系统的喘振状态的间接方法。因此，由于在现有技术中存在着即使执行了预测试运行来判定一个测试系统的喘振状态，也不可能精确地确定其它实际系统的喘振状态这一问题，而难于用这些传统技术来快捷与精确判定喘振，这是因为喘振的发作取决于工作系统中的管道系统的容量，再者，由于检测是基于工作参数的时间平均值的，检测滞后于喘振的发作，从而延迟了响应动作，正由于此，现有的设备在实际情况中的应用受到限制。

本发明是为解决现有喘振检测设备与基于这些喘振检测的现有技术的涡轮机存在的问题而提出的，其目的为提供一种能够快捷与精确地检测出工作在低于设计流量的流量上的涡轮机中的喘振状态，并通过提供一种根据本发明的喘振检测设备的快捷与精确的喘振显示而提供能够在低流量上工作的涡轮机。理论与实验研究

喘振是发生在管道系统中的一种自激振动现象，并引发管道系统、在其中流动的流体及泵本身的振动。因此，可以理解，如果能够检测出振动，便能在其形成的早期检测出喘振。本发明通过提供一种以与喘振相关联的振动幅度的计算程序来确定喘振发作的指标的精确与快捷的方法，而提出对传统的喘振控制方法中存在的问题的解决办法。

本发明通过在吸入管、扩散器与排出管上装设压力传感器来进行变化的流量在涡轮机中的引起的振动效应的研究的背景实验。图25(a)示出来自压力传感器的波形：其中左侧的曲线是在扩散器的周边方向上的两个位置(A与B)上检测到的压力的变化；而右侧图形则是在吸入管与排出管上观测到的压力的变化。从这些迹线中可以清楚地看出，当流量降低到设计流量以下时，可以观测到初始存在于扩散器中的大的压力变化(参见流量2处的左侧迹线)，而当流量进一步降低时，便在管道中观测到大的压力变化(参见流量3处的右侧迹线)，这表明发生了喘振。

图25(b)中示出经过设计流量规范化的无量纲流量与经过压缩机的设计压力头值规范化的无量纲压力头系数表示的泵中的喘振趋势。图25(b)中的流量1、2和3与图25(a)中所示的对应。

因此，通过定量地检测这些变化并采用适当的阈值，便有可能提供早期警报与采取快速补救措施来防止喘振发作。为了能够利用这一方法，需要在系统中不同位置上测定参数变化的技术，以及基于这种测定技术的计算程序。

图26中示出了不同流量下的液流图形。在叶轮3的出口区上，流向分别用箭头A(在设计流量上)；B(在低流量上)；与C(在高流量上)表示。从图中可以清楚地看出在设计流量之外的流量下，在高流量的扩散器4的叶片5上，流体的流向具有负的入射角；而在低流量的扩散器4的叶片5上则具有正的入射角。在低流量的状态下，会出现流体分离而导致图9中所示的扩散器损耗的增加，图9中未出无量纲流量与扩散器损耗之间的关系。结果，压缩机的整体性能受到损害，如图10中所示，该图示出在低于设计流量的流量上，观测到发生不稳定性，而在一定的低流量上，则在系统中产生喘振。喘振会在管道中引发大的压力变化，并最终使泵不能工作。

本发明是在上面提出的理论与实验观测基础上得出的。

本发明的喘振检测器包括：一个连接在涡轮机或管道上的传感器，用于监测从包含流量、流速与压力在内的一组参数中选定的至少一个工作参数；以及一个计算处理器，用于处理来自该传感器的输出信号及计算至少一个工作参数在一个测定时间间隔上的变化，以便检测喘振的发作。按照所提出的喘振检测器，计算处理器根据来自传感器的输出信号计算一个测定时间间隔上的工作参数变化。由于可以确定工作参数的变化是与喘振相关的，因此能够快捷与精确地进行喘振检测。

本喘振检测器的一个方面在于该计算处理器提供有涡轮机的一个预定的喘振阈值特征。因此，该阈值能在各装设的系统中个别地确定或者作为一组制造的机器的一个代表值确定。

本喘振检测器的另一个方面在于该测定时间间隔是作为用于消除涡轮机的叶轮工作导致的影响的最小值得出的。因此可以消除工作系统的影响，并确定喘振发作的精确指标。

本喘振检测器的又另一方面在于工作参数变化是用通过将测定时间间隔细分成更小的时间单位给出的抽样持续时间内的标准偏差确定的。这一技术提供了预报喘振发作的最直接的指标。

本喘振检测器的又另一方面在于抽样持续时间是作为用于消除涡轮机的叶轮的工作所导致的影响的最大值确定的。因此，能够降低计算处理器上的负载，并进行喘振发作的快捷与精确测定。

本喘振检测器的又另一方面在于计算处理器上设置有一个操作数据输入设备，以便在计算中利用测定时间间隔与抽样持续时间。因此，显著地方便了计算。

本喘振检测器的又另一方面在于该计算处理器计算当前流量对工作参数变化的比来判定涡轮机的工况。因此，能够更精确无误地确定喘振。

本喘振检测器在涡轮机上的应用体现在具有可变导向叶片的涡轮机中，该涡轮机包括：一个叶轮，用于将能量传递给流体介质，并将具有能量的流体提供到一个扩散器上；设置在扩散器上的扩散器叶片，使得扩散器叶片的工作角度能够改变；一个工作参数监测器，用于测定设置在涡轮机的机体或管道上的工作参数的变化；一个计算处理器，用于通过计算该工作参数在一个测定时间间隔上的变化并将计算的变化与一个预定的阈值进行比较而确定该工作参数的变化；以及一个叶片角度控制器，用于调节工作角度，以便改变工作角度，从而使计算的变化不致超过预定的阈值。

按照所提出的涡轮机，喘振是由计算处理器根据来自传感器的输出信号计算一个测定时间间隔上的工作参数的变化，并将测定的值与一个预定的阈值进行比较而预报的。参数变化是预报喘振发作的有效指标，并且根据比较结果，计算处理器调整扩散器叶片的工作角度，以便将参数变化保持在阈值以下以防止涡轮机中喘振的发作。

涡轮机的另一方面在于测定时间间隔是作为用于消除由涡轮机的叶轮的工作引起的影响的最小值得出的。因此，可以消除工作系统的影响，并能确定喘振发作的精确指标。

涡轮机的又另一方面在于工作参数变化是用通过将测定时间间隔细分成时间单位得出的抽样持续时间内的标准偏差确定的。这一技术提供预报喘振发作的最直接的指标。

涡轮机的又另一方面在于抽样持续时间是确定为用于消除涡轮机的叶轮的工作所导致的影响的最大值的。因此，能减小计算处理器上的负载，并能进行精确与快捷的喘振发作的检测。

涡轮机的又另一方面在于该计算处理器上设置有一个操作数据输入设备以便在计算中利用测定时间间隔与抽样持续时间。因此，显著地方便了计算。

涡轮机的又另一方面在于叶片角度控制器调节扩散器叶片的工作角度，以便通过调节一个吸入阀及一个排出阀之一的或两者的开口而改变通过涡轮机的流量。

涡轮机又另一方面在于该叶片角度控制器调节叶轮的端速度，从而使工作参数的变化不会超过预定的阈值。

上面所提出的本发明的涡轮机的性能通过采用包括下述部件的扩散器叶片驱动器而得到进一步改进：与一个扩散器叶片接合的多个齿轮；与各该多个齿轮啮合的一个大齿轮；多个齿轮夹持件，用于夹持定位这些齿轮与大齿轮；以及多个滚子，用于支承大齿轮的外侧周边。

按照扩散器叶片驱动器，可以同时改变多个叶片的工作角度，从而方便涡轮机的工作。大齿轮是受位于其外侧周边上的滚子的支承的，因此，方便了设备的组装，并且组件中的任何间隙都能够由组件结构加以补偿。

扩散器叶片驱动器的又另一方面在于在大齿轮上设置有内齿与外齿，并且大齿轮是与可操作地连接在致动器上的小齿轮啮合的。齿轮配置的简单构造方便了可靠地将驱动动力传送到扩散器叶片上。

图1示出设置有本发明的带有喘振检测器的单级离心压缩机的侧视剖面图。

图2为该喘振检测器的部分侧视图。

图3为展示图1中所示的扩散器叶片控制器的连接的细节的侧视剖面图。

图4为图3中所示的扩散器叶片控制器的侧视图。

图5为喘振检测器与涡轮机中的传感器的位置的方框图。

图6为展示控制喘振的处理步骤的流程。

图7为确定与圆圈中所示的参数变化的细节相关的测定时间与抽样持续时间的一种方法的曲线表示。

图8表示确定阈值的一种方法的实验结果。

图9为无量纲流量与扩散器损耗之间的关系的示意表示。

图10为无量纲流量与压力头系数之间的关系的示意表示。

图11为具有传统的喘振检测器的压缩机与设有本发明的喘振检测器的压缩机的整体性能的示意性比较。

图12为叶轮的入口附近的液流的示意性表示。

图13为无量纲流量与叶轮损耗之间的关系的示意性表示。

图14为无量纲流量与无量纲压力头系数之间的关系的示意性表示。

图15为展示入口导流叶片26与从该叶片的流向的关系的第二实施例的示意图。

图16示出传统的压缩机的性能曲线。

图17示出本发明的压缩机的第二实施例的性能。

图18示出本发明的涡轮机的第三实施例中的压力传感器的位置，(a)中为其正视图而(b)中为其剖视图。

图19为第三实施例的配置的方框图。

图20示出无量纲流量与扩散器叶片角之间的关系。

图21为展示ξ与测试装置中预定的流角的曲线。

图22为展示得出具有第三实施例的可变导流叶片的第三实施例的涡轮机的阈值的一种方法的曲线。

图23为本发明的涡轮机的处理步骤流程图。

图24为表示泵的工作特性的曲线与系统阻力曲线。

图25示出系统中的压力变化的实例。

图26为叶轮的出口附近的液流的示意性表示。

下面参照附图说明本发明的喘振检测器的第一实施例。

图1至4示出本发明的喘振检测器在一个单级离心压缩机中的应用，该检测器包括：具有安装在一条旋转轴2上的自由旋转的叶轮3的一个圆柱形外壳1。带有可变角度扩散器叶片5(以下简称扩散器叶片5)的扩散器4将来自叶轮3的流体加压引导到蜗室6并导向排出管7。配置在叶轮3的入口处的吸入管8的上游的进口导流叶片9用于通过改变导流叶片9的开口而调节流量。

配置在叶轮3的下游的扩散器4的扩散器叶片5通过多个齿轮12中的各个可操作地连接在一个致动器10上，如图3中所示，从而各叶片角可以改变。这便是如图3中更详细地示出的，各该扩散器叶片5是通过一条轴11可操作地连接在一个齿轮12上的。如图4中所示，各齿轮12与一个大环形齿轮13的内齿轮13a啮合，该大环形齿轮在其周边受使大齿轮13旋转的滚子14的支承。齿轮组件的这种配置方便了扩散器叶片与控制部件的组装，并在对大齿轮13提供充分支承的同时安全地吸收组件中的任何间隙。螺母15固定轴11就位。

如图3中的剖视图中所示，设置了两个齿轮夹持件16、17来防止大齿轮13及与扩散器叶片5啮合的备小齿轮12脱开。在齿轮夹持件17的外表面与外壳1之间配置一个滑动件18来确保平滑的旋转。

大环形齿轮13的外齿13b与用于驱动扩散器叶片5的一个小齿轮19啮合。通过操作致动器10，转动小齿轮11来转动大齿轮13以驱动各齿轮12来改变扩散器叶片5的叶片角。致动器10是通过一块基板20安装的。

图5为喘振检测器的方框图并示出连接在泵体或管道上以便监测诸如流量、流速、压力等参数中之一或全体的传感器(在本实施例中为压力传感器)的位置。具体地，例如，传感器S₁配置在吸入管8上，传感器S₂配置在扩散器4的入口处的两个位置上，而传感器S₃则在排出管7上。

将传感器S₁、S₂与S₃检测到的工作参数的波形输入到一个信号放大器21中，并通过一个低通滤波器(LPF)22将来自放大器21的放大后的信号提供给一个计算处理器(以后简称计算机)23。将计算机23的输出信号输入到一个控制器24中，该控制器24设置有一个控制数据输入设备25。有可能用一个微处理器单元来执行连接在传感器S₁至S₃上的放大器21、滤波器22、输入接口及计算机23所提供的所有功能。

图6为展示计算机23与控制器24的控制约定的流程图。在步骤1中，传感器S₁至S₃执行对工作状况的变化的测定，而在步骤2中，计算在测定时间间隔T中的变化并与一个阈值进行比较，当变化高于阈值时，便在步骤3中调整扩散器叶片角。这是通过起动致动器10，从而转动小齿轮19与大齿轮13来驱动齿轮12去转动扩散器叶片5以改变扩散器叶片角而完成的。

上述计算过程的基础为一个称作Fp的值，下面将参照图7说明计算这一值的一种方法。在该图中，T是指在其间计算变化的一个时间间隔，而δT则是构成该系统的工作参数的变化的基本计算程序的压力参数(Pi(Q、t)的抽样持续时间。流量Fp(Q)的变化为在抽样持续时间δT中在测定时间间隔T上测出的单位时间内的标准偏差，并由下式给出：

Fp(Q)＝[1/T∑{Pi(Q，t)-Mi(Q)}²]^1/2

其中Mi(Q)＝1/T∑Pi  (Q，t)

上述等式可应用于DC数据(即具有一条位移数据线)或在零线上下变化的AC数据两者上。

测定时间间隔T应当充分地短以便计算工作状况中的变化指标使得能够产生精确与快捷的响应。在这一实施例中，测定时间间隔T的指导原则是公式60/ZN(以秒为单位)得出的，其中N为叶轮3的转速(每分钟的转数)而Z则为叶轮3的叶片数。换言之，这一量是指在一个工作参数的变化持续时间中工作参数变化的程度，在本例中，诸如由叶轮3的转动产生的压力。因此，测定时间间隔T应选择为不受叶轮3的基本工作特性的影响。其结果由下式表示：

T≥K₁60/ZN

并且T应选择为在上述关系式给定的值的最小极限上，其中K₁为由涡轮机的特性给定的一个常数，并可以在测试该涡轮机时事先确定，或者如果该系统的机器是一台高批量生产单位时，则应在控制数据输入设备25中输入一个代表值。

下面提出确定抽样持续时间δt的一种方法。从计算控制常数的一个精确指标的观点上，这一量最好是尽可能地短，然而过份短的抽样持续时间会加大计算机的负载，而使计算时间变成不能容忍地过量。在本实施例中，选择抽样持续时间δt的指导原则也是在公式60/ZN(以秒为单位)的基础上计算。因此，抽样持续时间St应选择为不受叶轮3的基本工作特性的影响。其结果又以下式表示：

δt≤K60/ZN。

再者，如上所述。由于振动持续时间取决于流量，因此，必须为不同的流量选择适当的抽样持续时间。在本实施例中，抽样持续时间在流量2的不稳定区中由K₂60/ZN确定，而在流量3的冲击区中由K₃60/ZN确定。这些常数K₂与K₃取决于涡轮机的类型，并且和K₁的情况一样，可以在测试涡轮机时事先确定，或者如果该系统的机器是一台高批量生产单位时，则应在控制数据输入设备25中输入一个代表值。

压缩机的工作参数是如上述那样为每一个工作系统确定的，但工作系统的不稳定性的发生，即喘振阈值γ，是按下述说明确定的。

以无量纲压力变化及无量纲流量表示的实验结果示出在图8中。X轴表示用设计流量Qd除工作流量规范化的流量Q，而Y轴则表示用设计流量Qd上的压力Fpd规范化的工作压力变化Fp。在图8中，圆圈表示在扩散器壁上得到的压力测量值，而正方形则表示在吸入管上得到的压力测量值。

工作状况如下：

N＝9,000rpm；Z＝17

K₁＝2,000；K₂＝5；且K₃＝20。

从这些结果可以看出在到达喘振状态(在无量纲压力变化上用Fp/Fpd＝8表示)之前，压力变化便开始表现为快速上升。可以通过将压力变化保持在这一阈值以下来保证压缩机的稳定工作这一点是清楚的。在本例中，判定了Fp/Fpd＝1.5为极限，并将阈值γ取值为1.5Fpd。应当指出，在压缩机的工作期间，即使系统在阈值上工作，只要压力变化的趋势相对于流量是下降的，则可以得出结论该系统是朝向稳定地工作的，而不会产生喘振。也可以编程为使判断基础基于d(Fp)/dQ的斜率，这表示如果斜率是正的，即使系统在阈值γ以上工作，也不会产生喘振。

应用图6中所示的控制步骤2、3与4来改变扩散器叶片的角度的结果示出在图9中。可以看出在小于设计流量的流量区中，扩散器叶片5上的扩散器损耗被降低到图9中的虚线所示。结果，便改进了设计流量以下的低流量区中压缩机系统的整体性能，如图10中虚线所示。

当改变扩散器叶片5的角度时，同时改变了泵的整体性能。因此，如果调整角度来避免喘振并不产生所要求的压力头系数，在设置有所要求的设备的那些泵中的泵转速有可能改变。在这种情况中，应在计算机23中提供适当的判断能力。

当改变扩散器叶片5的角度时，在同样情况中也改变了泵的工作点，导致工作流量从预期的流量上改变。在这种情况中，可以调整吸入阀与/或排出阀的开口来调整流量以产生所要求的稳定工作。

返回到图6中的流程图，当压力变化小于阈值时，约定为在步骤4中测定流量，并在步骤5中，判定流量是在工作设定值的内部或外部，如果实际流量不在工作设定值以内，便在步骤6中调整吸入阀与/或排出阀的开口。

图11表示具有固定扩散器叶片的传统泵系统与具有本发明的喘振检测器的泵系统的性能的示意性比较。与传统的泵系统相比，可以看出本泵系统能够工作到关闭流量的低流量区。因此，很明显，具有喘振检测器的泵系统能够在设计流量以下的低流量区中工作，而不会产生喘振与其它不稳定性问题，从而提供比用传统的泵系统所能达到的明显地更宽的工作范围。

要监测的工作参数可以是压力、流量、流速与轴振动中的一种或多种。传感器的位置最好在扩散器上，但诸如泵体与管道上的各种位置等其它位置也可以。

在图6中应指出，当变化降低到阈值以下的一个特定值时，可以在喘振检测器上提供一种基于声音或闪烁光的报警能力。

下面参照图12至17提出喘振检测器的第二实施例。

不仅扩散器，叶轮也能导致压缩器的不稳定性问题。图12为叶轮3的入口附近的流动状态的示意图。用箭头示出的流向表示流量D(设计流量)，E(小流量)与F(大量流)。如能从该图中所见，在设计流量外的流量上，在较高流量的叶轮片上流体具有负的入射角，而在低于设计流量的较低流量上则在叶轮叶片上具有正的入射角。在这两种情况中，气流与叶轮叶片之间的夹角成为过大的，并且气流从叶轮叶片上分离，结果，增加了叶轮3上的损耗，如图13中所指示的。

因此，即使用可变扩散器叶片来补偿扩散器损耗，如图14中实线所示，也会在图14中所示的泵的整体性能上出现由叶轮的入口上的损耗所导致的一个不稳定性区。

为了避免上述问题，可以调整入口导流叶片9对叶轮3的角度在叶轮3的入口处提供一个进口旋流，从而将进口流相对于叶轮3的角度从E改变到E’，如图15中所示。这样做自然地改变了来自叶轮的出口流，因此，通过相应地调整扩散器叶片5的角度，可以达到图14中用虚线表示的性能。泵系统的工作成为稳定的而在性能曲线上不显示任何拐点，并且有可能使泵系统工作到关闭流量而不产生喘振。

应当指出，调整进口导流叶片9的同时改变了流量，因此，必须用计算机23重新确定工作流量与压力头系数，并进一步对进口导流叶片9进行适当的精调。

当改变进口导流叶片9与扩散器叶片5的角度时，同时改变了泵系统的整体性能。因此，如果扩散器叶片5的改变达不到避免喘振所要求的压力头系数，便可在装备有适当设备的那些泵中改变泵的转速。这种调整可以通过向计算机提供适当的判断能力而达到。

图16示出具有固定角度扩散器叶片与可变角度进口导流叶片9的泵系统的整体性能曲线。在这一系统中，在一定流量以下出现喘振而使泵不能工作。反之，在图17中，设置有本发明的可变角度扩散器叶片5与进口导流叶片9的泵系统则能够工作到关闭流量而不产生喘振。很明显可变角度扩散器叶片与进口导流叶片的组合将涡轮机的性能极大地改进到设计流量以下的流量区中。

图18至24中提出了具有可变角度导流叶片的涡轮机的第三实施例。除了图示的部分以外，其它方面第三实施例与第一实施例相似。在扩散器叶片5的连接基板30上设置有三个压力感测孔31a、31b与31c，分别靠近扩散器叶片5的压力面、吸力面及扩散器的进口侧，并且各该三个孔中分别设有一个压力面传感器32a、一个吸力面传感器32b及参照压力传感器32c。

如图19中所示，该可变叶片角泵包括：具有一个计算部分41与一个存储器部分42的一个计算处理器U；用于输入操作数据的操作数据输入设备43；用于可变控制扩散器叶片5的一个第一驱动控制器44；用于控制进口导流叶片9的一个第二驱动控制器；用于控制叶轮3的转速，即系统的转速，的一个第三驱动控制器；以及计算处理器U是电连接在压力传感器32a、32b与32c的各输出端上的。

计算处理器U根据参照压力传感器32c测出的压力P₃计算一个动态压力ΔPd。计算处理器U计算压力孔31a与31b处的压力差(P₁-P₂)，并根据其比率确定扩散器叶片的工作角度，ξ为压力差(P₁-P₂)与动态压力ΔPd之比。

例如，这一步骤可以如图29中所示那样执行。这一曲线是从当前的实验研究中得出的，其中X轴表示用设计流量除工作流量得出的无量纲流量，而Y轴则表示扩散器叶片角。

在图20中，在高于0.6的无量纲流量上，叶片角是通过从压力传感器32c得到的压力测定值中计算出动态压力ΔPd，确定在孔32a、32b处的压力传感器的压力差，计算出比值ξ＝(P₁-P₂)/ΔPd，从该比值计算扩散器叶片角及通过操作第一驱动控制器44而将这一角度设定在扩散器叶片上而确定的。

下面说明得出动态压力ΔPd的一种方法。

下式给出绝对速度的径向分量Cm₂：

Cm₂＝(1/Pr)^(1/k)Q/(πD₂b₂B)其中Pr为压力传感器32c上的压力对叶轮进口处的压力Pin的压力比(Pr＝P₃/Pin，Q为流量，而B则为叶轮出口处的封闭系数。

下式给出绝对速度的切向分量Cu₂：

Cu₂＝σU₂-Cm₂cotβ₂其中叶轮的滑移因子为σ，叶轮的端部速度为U₂，而叶轮出口处的叶片角为β₂。

因此，叶轮出口处的绝对速度C由下式给出：

C²＝Cm₂ ²+Cu₂ ²。

叶轮出口处的流体密度ρ₂由下式给出：

ρ₂＝ρ₁(Pr)^(1/k)其中ρ₁为叶轮进口处的流体密度。

因此动态压力ΔPd由下式给出：

ΔPd＝C²/2ρ₂，

而ξ则以下式得出

ξ＝(P₁-P₂)/ΔPd。

相对于流体角的值是在一个测试风道中预先确定的。图21示出这样一个实例，其中X轴表示相对于气流的叶片角，而Y轴则表示上面定义的比值ξ。动态压力ΔPd是通过测定总压力Pt与静态压力Ps得出的，而这一方法是与上述方法不同的一种通用方法。这一曲线存储在存储部分中，并且相对于流体的叶片角是从缩机出口处的比值ξ计算出的。

同时，由于叶轮出口处的流体角是由下式给出的：

α＝arctan(Cm₂/Cu₂)，因此，两者之间的差产生相对于流体的扩散器角。通过将叶片角调整这一差量，便有可能将扩散器叶片角对准叶轮的出口流体角。如果用这一次试验不能使角匹配，便重复这些步骤中直到得到重合为止。

在图20中，在无量纲流量0.6以下的区中的数据是通过将压力传感器32c连接在动态压力测定器上，并在测定时间隔上得出变化Fp而得到的。换言之，Fp的值是用图7中说明的方法得出的，将Fpd值与阈值γ进行比较并控制叶片角，从而通过操作第一驱动控制器44而调整扩散器叶片5的角度，便可将工作参数的变化保持在阈值以下。图20中所示的叶片角便是通过上述步骤得出的。涡轮机稳定工作的阈值可通过实验确定。图22示出只用与图8中的相同坐标表示的扩散器的结果。在这一曲线中，1.5也是Fp/Fpd的工作极限，而阈值则取为1.5Fpd。

通过调整扩散器叶片5以便将工作参数保持在阈值以下面得出无量纲流量0.6以下的曲线数据。图20中所示的结果可以看出无量纲流量0.6以下的扩散器叶片角与流量成正比地变化。

执行上述步骤结合对泵的进口流量与压力头上升的计算来得到叶片角，并利用第一驱动控制器将扩散器叶片5调整到计算出的叶片角而使泵在其最佳工作状态上工作。

本研究建立了一种附加的流体导流器，从而通过设定叶轮进口处的进口导流叶片9的角度而得到泵的全部功率。图23中示出操作步骤的流程图。

如果该系统提供有转速控制的能力，便在系统在预先输入一个适当的速度。在步骤1中，输入所要求的流量Q、压力头值H，并在步骤2中计算流系数Ф与压力系数ψ，在步骤3中，计算通过由流系数Ф与压力系数ψ定义的点的二次曲线的系数。在步骤4中，计算工作点Ф’、ψ’与设定在零上的进口导流叶片9的交点。在步骤5中，从下式计算进口导流叶片角：

α＝arctan(k(ψ’-ψ)/Ф’)

接着，在步骤6中，执行进口导流叶片角调整，而在步骤7中，检验叶片是否完全打开，即α为零。如果α不为零，则在步骤9中测定压力头值与流量并计算Ф”、ψ”。在步骤10中，检验压力头值H是否适当，如果它是适当的，控制过程便告完成。如果值H不适当，便在步骤11中计算α’，并在步骤12中计算值(α-α’)，而处理步骤返回到步骤6。

当步骤6中α的值为零时，如果转速不能改变，则输入条件不能建立而处理步骤返回到步骤1去重新设定工作设定值，而如果转速能够改变，便在步骤8中改变速度，而处理步骤前进到步骤9。

下面将讨论上述等式的基础。图24为说明泵特性与系统阻力曲线之间的关系的曲线。一开始便假定进口导流叶片角为零时的泵性能是已知的。

首先，利用所要求的泵工作的流量Q与压力头值H来计算流系数Ф(＝4Q/(πD₂ ²U₂ ²))及压力系数ψ(＝gH/U₂ ²)

假定通过工作点(Ф，ψ)与原点的曲线为二次曲线，(如果存在着一个固定的系统阻力，这是从ψ轴上的截距得出的)，便可得出曲线的系数。通过计算或其它方法得出曲线与泵在零叶片角上的已知性能曲线的交点的坐标(Ф’，ψ’)。

用下式从Ф’的值得出流量Q’。

Q’＝Ф’πD₂ ²U₂/4

令叶轮的面积为A₁，下式提供叶轮进口处的轴向速度Cm₁：

Cm₁＝Q’/A₁＝Ф’πD₂ ²U₂/4A₁

以下式从叶轮出口处的端速U₂与绝对速度的切向分量Cu₂的积U₂Cu₂及叶轮进口处的进口端速U₁与绝对速度的切向分量Cu₁的积U₁Cu₁之差中得出泵的压力头值H’：

H’＝(U₂Cu₂-U₁Cu₁)/g这里，

ψ’＝gH’/U₂ ²因此，得出

ψ’＝(U₂Cu₂-U₁Cu₁)/U₂ ²

由于进口导流叶片角为零，而绝对速度的切向分量Cu₁为零。因此，叶轮出口处的绝对速度的切向分量Cu₂由下式给出：

Cu₂＝U₂ψ’

按照本研究，发现绝对速度的切向分量Cu₂只取决于流量，而与进口导流叶片角无关。

利用这些结果，工作参数的值由下式给出：

φ＝(U₂ ²φ′-U₁Cu₁)/U₂ ²

  ＝φ′-U₁Cu₁/U₂ ²

因此，绝对速度的切向分量Cu₁由下式给出：

Cu₁＝(ψ’-ψ)U₂ ²/U₁。

满足工作参数的进口导流叶片角由下式给出：

α＝arctan(Cu₁/Cm₁)

    ＝arctan(A₁(φ′-φ)u₂/(D₂ ²φ′u₁))

    ＝arctan(A₁(φ′-φ)U₂/D₂D₁rmsφ′)

其中D₁rms为叶轮进口处的方均根直径，并定义

k＝A₁/(D₂D₁rms)则可得

α₁＝arctan(k(ψ’-ψ)/Ф’)。

如上所述，将涡轮机设计成控制进口导流叶片9的角度，从而通过计算进口导流叶片9的最佳角度并通过操作第二驱动控制器45而自动调整该角度，系统便能在用操作数据输入设备43输入的工作参数上全功率地工作。调整进口导流叶片9的角度，改变了叶轮3的流体状况，而导致来自叶轮出口的流体中的变化。当系统上设置有扩散器叶片5时，计算处理器U为叶轮3的出口流体计算扩散器叶片5的最佳角度。

即使系统(或叶轮)的转速改变时，这些研究结果也能应用在该系统上，因此，对于系统的任何工作状况，可调整扩散器叶片角来适应系统的工作参数。

取决于进口导流叶片9与扩散器叶片5的角度，可能达不到操作数据输入设备43规定的流量，在这一情况中，可以通过操作第二驱动控制器45适当定位进口导流叶片9来将进口导流叶片9定位在适当的角度上。

在提出的各实施例中，以一个单一单元设置了一个计算处理器U，但也允许设置独立的多台计算机与多个控制器。以独立的单元提供了驱动控制器作为第一、第二与第三驱动控制器，但也允许将它们组合成一个单一的单元。

Claims (6)

1、一种喘振检测器，用于检测一台涡轮机中的喘振，该喘振检测器包括：

连接在一台涡轮机或一条管道上的一个传感器，用于监测选自自由流量、流速与压力构成的一组中的至少一个工作参数；以及

一个计算处理器，用于处理来自所述传感器的输出信号，及计算至少一个工作参数在一个测定时间间隔上的变化，以便检测喘振的发作；

其中所述至少一个工作参数中的变化由通过细分所述测定时间间隔所产生的抽样持续时间中得到的工作数据的一个标准偏差给出。

2、权利要求1中所提出的一种喘振检测器，其中喘振的发作是通过将所述至少一个工作参数中的变化与为涡轮机中的喘振发作预先确定的阈值进行比较而检测的。

3、权利要求1或2中一项所提出的一种喘振检测器，其中所述测定时间间隔是由消除由与所述涡轮机的叶轮的叶片相关的基本系统特性导致的所述至少一个工作参数中的变化所需的一个最小时间间隔定义的。

4、权利要求1中所提出的一种喘振检测器，其中所述抽样持续时间是由消除由与所述涡轮机的叶轮的叶片相关的基本系统特性导致的所述至少一个工作参数中的变化所需的最大时间间隔定义的。

5、权利要求1或2中一项所提出的一种喘振检测器，其中所述计算处理器设置有一个用于确定所述测定时间间隔或所述抽样持续时间的控制数据输入设备。

6、权利要求1或2中一项所提出的一种喘振检测器，其中所计算处理器利用所述至少一个工作参数中的当前变化对所述工作参数中的变化的一个计算的比值。

Images