CN1132828A - 具有可变角度导流装置的涡轮机械 - Google Patents

Abstract

以离心式泵的使用对具有可变角度扩压叶片的涡轮机作出了说明。通过使用可在宽广范围的叶片角度上调节以提供相邻叶片之间可变张口尺寸的可调节角度扩压叶片，提高了扩压机的性能。所述泵系统比传统泵系统具有在宽流率上增宽的工作范围，并尤其在低流率范围中有效，在此范围中现有的扩压叶片结构会导致系统内的压力波动问题。给出了具体的例子及公式以说明对于涡轮机械的一组给定工作条件选择叶片角度的计算方法。

Description

具有可变角度导流装置的涡轮机械

本发明总地涉及涡轮机械，诸如离心式及混合流泵，气体增压机及压缩机，并尤其涉及具有可变角度导流装置的涡轮机械。

涡轮机械，以下总称为泵，有时设有扩压机，用于将由一涡轮排放的流动流体的动能有效地转换成一静压力。该扩压机可设有或不设有叶片，但设有叶片的扩压机大都设计得简单，以利用相邻叶片之间的流通道作为膨胀流通道。

一篇题为“低实度级联式扩压机”的报告(日本机械工程师协会期刊，第45卷第396期，554-8)中描述了当使叶片线长度小于由其周长除以叶片数目所得的值而使叶片间距增大时可改善泵内的性能。但是，在该报道中的叶片是固定的叶片。其中叶片角度变化的实验在“关于可转动低实度叶片的扩压机”的文章中有过报道，见ASME，92-GT-19的论文。

此外，当传统的离心式或混合流泵工作在比设计流率低得多的流率时，在工作系统的涡轮、扩压机及另外部位上将发生流的分离，引起压力降增大到低于泵最大压力的值，由此导致泵系统内的不稳定(例如称为波动的现象)，并最终使泵系统不能稳定工作。

以下对该不稳定现象作更详细分析。

从涡轮排出的流的速度矢量可被分成径向速度分量及圆周速度分量，如图1中所示。假定在扩压机中没有损耗且流体是不可压缩的，则量r₂Vθ₂，它是扩压机入口处的半径r₂与圆周速度Vθ₂的乘积，将根据角动量守衡定理一直维持到扩压机出口不变，因此圆周速度分量Vθ₃由下式给出：

Vθ₃＝Vθ₂(r₂/r₃)。式中r₃是扩压机出口的半径。可以看出，该速度按扩压机入口及出口半径的比被缩小了。

另一方面，扩压机入口的面积A₂由下式给出：

A₂＝2πb₂r₂式中b是扩压机的宽度。

类似地，扩压机出口的面积A₃由下式给出：

A₃＝2πb₃r₃

如果扩压机是平行壁无叶片型的扩压机，则面积的比例A₂/A₃与半径比例r₂/r₃相同。假定在扩压机中无损耗且流体是不可压缩的，则在扩压机出口处的径向速度V_r3由如下的质量流守衡定律给出：

V_r3＝V_r2(r₂/r₃)。

它得出：径向速度分量也按扩压机入口/出口半径的比缩小，及入口流角度α₂变为等于出口流角度，并且流模型变为对数螺旋流。

假定涡轮内部的流的滑动效应接近恒定而与流率无关，当流率逐渐地下降时，虽然圆周方向的速度分量很难改变，但径向速度几乎正比于流率地下降，因此流角度下降了。

当流率再进一步降低时，在扩压器入口上保持径向速度分量的流由于扩压区域扩展也减少，则根据质量流守衡定律使扩压机出口处的径向速度分量变低。

此外考虑到在扩压机壁表面存在边界层，在其中流速及能量值均低于主流中的值，因此，即使在主流中径向速度分量为正时，在边界层内也可引起流分离，并产生出负的速度分量，及最后发展成大规模的反向流。

通过各种考察已弄清楚，反向流区域变为扩散的分离流并伴随流速周期性波动，起到使整个工作系统中产生大规模压力波动现象的触发器的作用。

在具有固定扩压机的传统泵中，不可能阻止在边界层内流的分离或由通过泵的低流率引起反向流。为了改善这种状况，具有基于可变扩压器宽度的若干公知技术，例如公开在美国专利No.3426,964；日本公开专利文件No.S58-594；及日本公开专利文件No.S58-12240中。在另外技术方面，扩压机角度可以变化，这公开在，例如：日本公开专利文件No.S53-113308；日本公开专利文件No.S54-119111；日本公开专利文件No.S54-133611；日本公开专利文件No.S55-123399；日本专利公开文件No.S55-125400；日本公开专利文件No.S57-56699；及日本公开专利文件No.H3-37397中。

虽然基于减少扩压机宽度的方法改善了上述的问题，但在扩压机壁处的摩擦损耗增大了，引起了扩压机效率大为下降。因此，这类方案具有一个问题，即它仅可用于流率窄小的范围上。

另一个基于可变角度扩压叶片的方案具有的问题是，因为扩压机叶片长，在某确定角度时扩压叶片便互相接触，因此，不可能使流率控制到低至阻断流率。

另一公开在美国专利No.3,957,392中的方案是基于划分扩压叶片，其中仅是它的上游部分是可动的，它也不可能使流率控制到低至阻断流率。

由可变角度扩压叶片产生的另一问题是，因为其目标是优化接近设计流率处的性能，故不可能使泵的工作控制到或低于产生波动时的流率。此外，这些参考文件中没有公开确定扩压叶片角度的明确方法，因此它们并不能以实际及有效的方式有助于解决压力波动的问题。

例如，在日本公开专利文件No.H4-81598中讨论过确定扩压叶片角度的方法，但该参考文件也仅公开了确定近于设计流率的叶片角度的概念性指导，并没有公开适合于流率低至阻断流率的适当叶片角度确定之具体方法。

还具有阻止不稳定性的另外公知方法，例如，基于设置分隔的旁路管(用于吹风机及压缩机的放气)使得当泵的低流率在泵工作中要引起不稳定时，旁路管可被打开以使流入泵的流保持稳定工作，并减少进入装置的流。

但是，根据该方法必须事先估算引起泵工作中不稳定的流率，及当达到该流率时采取打开旁路管的阀之步骤。因而，根据该方法，除非精确地知道引起不稳定的流率，否则不能精确地控制整个流体系统。同时，必须正确地知道在泵各个转速下涡轮机械的工作特性，已便能正确地控制整个流体系统。因而，如果其工作涉及泵转速度的连续变化时，这种控制技术是不能跟上泵工作的变化状态的。

另外，即使可启动旁路管的阀来避免不稳定点，但泵本身的工作状态未改变，泵低效地工作，故表现为不经济的能耗。再者，这种方案需要装设旁路管及阀，使系统的成本变高。

本发明的目的是提供一种具有可调节角度的扩压叶片的涡轮机械，它能工作在宽广的流率范围上并能避免不稳定的发生，尤其是工作在过去会引起不稳定的并导致泵系统不能工作的低流率时也是如此。

该目的是以一种涡轮机械的基本形式来实现的，它包括：流检测装置，用于确定流入涡轮机械的入口流率；及控制装置，用于在入口流率及叶片角度的基础上根据下列方程式控制扩压叶片的角度：α＝arctan(Q/(K₁N－K₂Q))    (1)式中α是扩压叶片的角度；Q是入口流率；N是涡轮的转速；及K₁和K₂是由下列式子分别给出的常数：

K₁＝(πD₂)²σb₂B

K₂＝cotβ₂式中，D₂是涡轮出口直径；σ是滑动系数；b₂是涡轮出口宽度；B是阻塞系数；及β₂是从切线方向测量的涡轮叶片出口角度。

如果泵是其中转速N允许变化的可变速泵，可以设置转速传感器来测量该量值以控制叶片角度。

该基本涡轮机械的另一方面包括：用于确定入口流率的检测装置；用于确定涡轮机械入口压力与出口压力的压力比的检测装置；及控制装置，用于在入口流率及检测装置确定的压力比的基础上根据下列方程式控制扩压叶片的角度：

α＝arctan((1/Pr)^1/KQ/(

    K₁N－(1/Pr)^1/KK₂Q))

                                 (2)式中α是扩压叶片的角度；Q是流率；Pr是涡轮机械入口及出口处的压力比；N是涡轮的转速；K是流体比热系数；及K₁和K₂分别表达为以下常数：

K₁＝(πD₂)²σb₂B及

K₂＝cotβ₂式中，σ是滑动系数；β₂是从切线方向测量的涡轮叶片出口角度；D₂是涡轮的出口宽度；及B是阻塞系数。

上述涡轮机械的一个方面是，如果转速允许变化，则设置转速传感器测量该量，以基于转速来控制叶片的角度。

以这种涡轮机械构造，也可以使涡轮机械从最高流率控制至阻断流率。理论描述：

以上所公开的本发明的概念性结构框架是从以下的理论考虑得出的。参照图2，来自涡轮2的出口流的方向给定为a(设计流率)；b(低流率)；c(高流率)。如从该图中清楚地看到的，在不同于设计流率的流率时，相对于扩压叶片角度流的方向不正确。在高流率c时，流的入口角对准在扩压机3的扩压叶片3a的压力侧上，而在低流率b时，流的入口角对准在扩压叶片3a的负压侧上。该状态无论是在高于还是低于设计流率的流率时产生了流的分离，这将导致图3中所示的状态，使扩压机损耗增大。其结果是，如图4中所示(由无量纲流速及无量纲压力头系数之间的相关性表示)，在低于设计流率时，不仅如低流率时压力头曲线的正斜率所示地产生了不稳定性，而且在管道中也出现了压力波动，导致了内部容量的大变化并最终导致泵不能工作。

这个问题可以通过用扩压机的叶片角度来调节来自涡轮的出口流的流角度来解决。在以下将讨论一种方法。

来自推时器的出口流用标记Q₂表示，涡轮直径用D₂表示，涡轮出口宽度b₂用表示，在涡轮出口处的阻塞系数用B表示。在涡轮出口处的径向速度分量Cm2由下式给出：

Cm₂＝Q₂/(πD₂b₂B)    (3)

假定流体是不可压缩的，则Q₂等于入口流率Q，因此有：Cm₂＝Q/(πD₂b₂B)    (4)

这里，当流体流入扩压机中时，接近壁表面的流速低于主流中的流速。用U来表示主流速度，用u表示边界层中的速度，则由与主速度相比较低的边界速度引起的不足的流率由下式给出： ${\∫}_o^{\∞}(U-u)\mathrm{dy}$ 式中y为距壁的垂直距离。如果在一替换厚度δ^*中流具有与主流率相同的速度，则流率用Uδ^*来表示。因为这两者是相等的，则替换厚度由下式给出： ${\mathrm{\δ}}^{*}=(1/U){\∫}_o^{\∞}(U-u)\mathrm{dy}$ (参见Corona著的“第二流体动力学”或Yokendo著的“内部流体动力学”)。

通常，通过考虑由于替换厚度效应引起的流通道宽度变窄来计算平均流速。但是，在涡轮机械中，由涡轮排出的流体流在通道宽度范围中是不均匀的(例如，参见日本机械工程师协会期刊第44卷第384期，图20)。在流速低于主流速的范围中，替换厚度甚至厚于边界层。由此得出，对于边界层效应及速度分布的畸变必须校正流通道的几何宽度，否则在流通道中的计算速度趋于低估及这样计算出的流角度也带有大的误差。因此，在本发明中，通过考虑称为阻塞系数的参数来校正流通道的宽度。

在如上所引证的参考文件中已经公开了，阻塞系数的效用不是随流率均匀变化的。因此，除非已对阻塞系数如何随流率变化获得一定了解，否则就不可能确定涡轮出口处的流角度。为此原因，在本发明中，根据试验结果对阻塞系数进行反向分析，在试验中在涡轮机械或附加管路上安装了各种传感器，用于测量某些物理参数，例如压力、温度、振动或噪音，以获得流率及扩压叶片角度之间经验上的相关性，以致找到系统呈现最小振动的叶片角度。该数据及在本发明中所建立的方程式一起被用于反向计算阻塞系数。振据该方法，如果方程式正确将可在阻塞系数及流率之间发现在物理上具有意义的相关性。

图5表示在本发明方面获得的研究结果。为了和以上所引证的参考文件保持一致，在y轴上标以(1-B)，在x轴上标以无量纲流率系数(流率与设计流率之比)，其中B是阻塞系数。该结果表明，使用本发明中相关性获得的相关性不同于在以上指出的参考文件中公开的相关性，并表明，阻塞系数几乎随流率线性地变化。

该直线的斜率依赖于涡轮的类型，但应考虑到其总体的趋势是相同的。因此，如果对每种类型的涡轮机械建立了这种线性关系，就可以从用于任何特定涡轮机械的这种图表中获得阻塞系数，并使用该计算的阻塞系数与入口流速一起，可以精确地确定在涡轮出口处的流率。

因此，本发明的一个方式是基于以上讨论的方法，使得阻塞系数作为流率的函数，及它可随流率非常线性地变化。

再来看另外的流速分量，即圆周速度分量Cu₂由下式给出：

Cu₂＝σU₂－Cm₂cotβ₂    (5)式中σ是滑动系数，β₂是从切线方向测量的涡轮叶片出口角度，及U₂是圆周速度。由它得出，为获最佳性能应与扩压叶片的角度α相一致的来自涡轮出口的流角度由下式给出：α＝arctan(Cm₂/Cu₂)＝arctan(Q/(πσD₂U₂b₂B-Qcotβ₂))    (6)将一对常数定为：K₁＝(πD₂)²σb₂B，K₂

                ＝cotβ₂    (7)并用N表示转速，方程式(6)可改写成：

α＝arctan(Q/(K₁N-K₂Q))

                          (8)

与此同时，如果流体是可以压缩的，涡轮出口流率由下式直接地给出：

Q₂＝(1/Pr)^1/kQ            (9)式中Pr是涡轮机械的入口/出口压力的比，及K是流体的比热系数。因此，可推导出；Cm₂＝(1/Pr)^1/KQ/(πD₂b₂B)

                          (10)将式(5)与(10)相结合，来自涡轮的流角度、即扩压叶片的角度由下式给出：

α＝arctan(Cm₂/Cu₂)

  ＝arctan((1/Pr)^1/KQ/(

  K₁N－(1/Pr)^1/KK₂Q))

                          (11)

因此，可以看出，对于不可压缩的流体，扩压叶片的角度可以由知道入口流率及转速来获得；对于可压缩流体，通过得知入口流率、转速及涡轮机械的入口/出口压力比可以获得扩压叶片的角度。这些变量可以用传感器测量，且检测装置可被用于计算对其叶片角度受调节的流角度，由此防止在扩压机中的流分离及泵系统中的压力波动。因为使用通用工作参数及与涡轮机械有关的变量来计算叶片角度的方法与系统的类型及尺寸无关，它可用于任何类型的传统的或新型的具有可调节扩压叶片的涡轮机械。因此，在事先可以将流率及适发的叶片角度的相关性输入到控制单元中而无需进行个别的试验来确定每个机械的工作特性。

本发明的另一方面是一种涡轮机械，它包括：检测装置，用于确定涡轮机械的入口流率；及控制装置，用于根据入口流率及入口流率与张口尺寸之间的预定关系来控制由相邻扩压机叶片形成的张口尺寸。

本发明的该概念性的结构框架是从以下的理论思考推导出的。

当扩压叶片被定位在一个角度上时，相邻的叶片形成了一个张口，它起流通道的作用。张口的尺寸用A表示。如果涡轮出口流体的绝对速度用C表示时，则通过张口的流速由K₃C表示，其中K₃是经过从涡轮到扩压叶片间距离的速度减速系数。用Cm₂表示径向速度分量，用Cu₂表示来自涡轮出口的圆周速度分量，C由下式给出：

C＝(Cm₂ ²＋Cu₂ ²)^1/2

                           (12)

通过张口的流体的流率Q₂由下式给出：

Q₂＝K₃CA                   (13)

由式(5)给出的圆周速度分量为：

Cu₂＝σU₂－Cm₂cotβ₂

                               (14)因此，Q₂变为：

Q₂＝K₃〔Cm₂ ²＋(σU₂－Cm₂co

    tβ₂)²〕^1/2A

  ＝K₃A〔(σU₂)²－2σU₂Cm₂c

    otβ₂＋(1＋cot²β₂)Cm₂

    ²〕^1/2

                               (15)与此同时，由式(3)，Q₂被给定为：

Q₂＝πD₂b₂B·Cm₂               (16)而在涡轮出口处的径向速度分量Cm₂由下式给出：

Cm₂＝Q/πD₂b₂B                 (17)因此：

Q₂＝K₃A〔(πD₂b₂BσU₂)²－2(

    πD₂b₂B)σU₂Q₂cotβ₂＋(

    1＋cot²β₂)Q₂ ²/(πD₂b

    ²B)〕^1/2

                               (18)用下式取代其中的项：

K₄＝πD₂b₂B                    (19)

K₅＝(K₄σπD₂)²                (20)

K₆＝2K₄σπD₂cotβ₂            (21)

K₇＝1＋cot²β₂                 (22)并假定为不可压缩流体，用Q表示入口流率，N表示转速，则张口A的尺寸由下式给出：

A＝K₄Q/(K₃(K₅N²－K₆NQ＋K

   ₇Q²)^1/2)                    (23)对于可压缩流体，来自涡轮的出口流率由下式给出：

Q₂＝(1/Pr)^1/KQ               (24)式中Pr是入口/出口压力之比，及K为比热系数。

这些方程式被用于获得相邻叶片间张口尺寸的试验值，试验使用图6中所示的泵装置。张口尺寸的试验值再与图12至24所示的结果(将在实施例中详细说明)相比较，以获得如图17中所示的结果，它表明张口尺寸对流率的作用。

在本发明另一方面中，涡轮机械根据以上提出的方程式中确定的工作参数被操作，以使叶片定位在合适的叶片角度上并避免不稳定的发生。在具有可变速涡轮的涡轮机械中，当甚至在调节叶片角度后压力头值不合适时，则可改变转速，以避免不稳定的发生。

在本发明的另一方面中，通过对叶片角度及张口尺寸两者同时的控制可操作涡轮机械，以避免不稳定性。

涡轮机械可通过在最大流率至最小流率的范围上施行控制而被操作。

以上一系列的涡轮机械是基于入口流率的直接检测，但更简单的，在某些情况下依靠非直接参数来确定扩压叶片角度甚至可更加精确。

在本发明的另一方面中，涡轮机械基于这样的概念，即其中设置检测装置检测工作参数(或涡轮机械的驱动器)，它能精确地反映入口流率的变化。

这个工作参数可能是以下中的任一个，譬如：泵驱动器的输入电流，涡轮的转速，入口压力，管道中的流速，涡轮入口/出口处的流温度差，在涡轮机械或管道一定位置上的噪音强度，及阀的开度。当涡轮机械被气体冷却器冷却时，热交换量也能作为一个参数。

某些精确的结构构型包括当流率基本为零时调节扩压叶片的角度。在这些条件下，必须关闭叶片，以使得张口尺寸也基本上为零。叶片的最小长度由在扩压器安装位置上的圆周长度除以所设的叶片数目来给出。

因此，本发明的另一方面是扩压叶片的长度等于或稍长于该最小长度，以便使一个叶片的前缘可搭接在相邻叶片的后缘上。根据这样一种结构，甚至当基本上从涡轮到扩压机无流时，叶片角度可基本地被调节到零，以免产生不稳定，由此可使涡轮机械在宽广流率范围上提供稳定的性能。但是，应避免叶片的完全闭合状态，因为它可引起整个系统中温度的升高。

在本发明的中一方面中，叶片的转轴点沿圆周地布置在涡轮半径乘1.08至1.65所得的半径上，以防止当叶片全开到90度的叶片角度时叶片的边缘碰到涡轮。

这被表示在图12中，并且为了满足上述条件，对整个叶片长度L及叶片前缘至转轴点的长度L₁的要求由通过点(x₁，y₁)的直线来给出，其中：

x₁＝-(r_v＋t)sin(2π/z)

y₁＝(r_v＋t)cos(2π/z)而z为叶片的数目。L₁的计算如下。在图12中，直线“a”是有斜率tan(2π/z)及在半径(r_v＋t)处通过点(x₁，y₁)，该直线“a”与直线“b”(y＝r_v－t)相交于点(x，y)处。因此，

x＝1/〔tan(2π/z)〕〔(r_v－t)

   －{(r_v＋t)/cos(2π/z)}〕

y＝tan(2π/z)x＋(r_v＋t)/co

  s(2π/z)则L₁的长度由下式给出：

L₁＝〔(x－x₁)²＋(y－y₁)²〕^1/2

当叶片角度被调节到90度(再参见图12)时，叶片边缘不碰到在半径r₂上的涡轮圆周的条件由下式给出：

r_v－L₁＞r₂

r_v＞r₂＋L₁＝(r₂＋2πr_v/z)(0.2至0.5)

r_v(1－2π(0.2至0.5)/z))＞r₂由它得出，当z在8至18之间的范围中时r_v为1.08至1.65r₂。

扩压叶片的另一特征是，叶片前缘至转轴点之间的距离在整个叶片长度的20％至50％之间。

这个特征是需要的，因为当绕叶片轴操作期间使叶片转动所需的转矩必须大于由图2中所示的叶片3a的负压侧及正压侧之间的压力差产生的压力转矩。当作用在叶片前缘上的压力约等于作用在叶片后缘上的压力时，转轴应设在叶片的中央，以最大程度地减小所需转矩。但是当叶片绕叶片轴转动时，在前缘上的压力总是稍高于后缘上的压力，因此，转轴应设在整个叶片长度的20-50％处，更好为30-50％处，以便最大程度地减少对抵抗由涡轮出口流体施加的力来调节叶片角度所需的转矩。

视操作状态或应用而定，不一定要使叶片角度调节到接近零度，在此情况下，允许缩短叶片长度，以致当它们全闭合时，在闭合的的叶片之间具有形成的张口。

本发明的另一特征是旨在这种类型的操作，因此叶片长度是基于希望由涡轮机械传送的最小流率来确定的。

通过在所期望的工作状态下所允许地那样使叶片长度缩短，可以最大程度地减少由抵抗叶片的流体阻力引起的摩擦损耗，并由此防止振动及最大程度地减小叶片周围产生的噪音。该特征在于减小扩压叶片过大粗糙度的要求也是有用的。

在这些通过使计算基于张口最小尺寸(A₄)及在设计流率时的张口尺寸(A₅)以减少流体阻力的专门情况下，量A₄可以用当叶片完全闭合到接近零度的叶片角度时相邻叶片之间的张口尺寸来近似。对于给定叶片角度，量A₅可通过从张口尺寸中减去基于在径向安装位置上圆周方向上测出的叶片厚度的等效面积来计算。

附图说明

图1表示无叶片扩压机中的流；

图2是表示在涡轮出口处流方向的概图；

图3是表示用于固定叶片及可调节叶片扩压机的扩压机损耗及无量纲流率之间关系的曲线图；

图4是表示用于固定叶片及可调节叶片扩压机的无量纲压力头系数与无量纲流率之间关系的曲线图；

图5是表示阻塞系数及无量纲流率之间关系的曲线图；

图6是本发明的具有可变导向叶片的涡轮机械应用于单级离心式压缩机的横截面图；

图7是说明在定位于零度的两个相邻板型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图8是说明在定位于10度的两个相邻板型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图9是说明在定位于20度的两个相邻板型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图10是说明在定位于40度的两个相邻板型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图11是说明在定位于60度的两个相邻板型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图12表示为避免当扩压叶片定位在0度时旋转涡轮与扩压叶片相碰所必须的几何布置；

图13是表示根据等式(2)的理论结果与使用图6所示压缩机的试验结果之间差别的图；

图14是表示根据等式(2)相对流率系数的扩压叶片角度的曲线图；

图15是表示用本发明的具有可调节扩压叶片的涡轮机械操作步骤的流程图；

图16是表示无量纲压力头系数及无量纲流率之间关系的曲线图；

图17是表示叶片之间张口区域的标称化面积与标称化流率之间关系的曲线图；

图18是表示在两个定位于10度的相邻翼型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图19是表示在两个定位于20度的相邻翼型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图20是表示在两个定位于40度的相邻翼型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图21是表示在两个定位于60度的相邻翼型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图22是表示在两个定位于70度的相邻拱板型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图23是表示在两个定位于20度的相邻拱板型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图24是表示在两个定位于40度的相邻拱板型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图25是表示在两个定位于60度的相邻拱板型扩压叶片之间形成的张口区域的图；

图26是表示对于给定方向的扩压叶片的扩压机入口及出口的绝对速度矢量，及径向与圆周方向的速度矢量分量的图；

图27是用于本发明涡轮机械的控制系统的框图；

图28是表示压缩机入及出口处温度差与流率系数之间关系的曲线图；

图29是表示工作系数与流率系数之间关系的曲线图；

图30是表示用于本发明具有可调节扩压叶片的涡轮机械的操作步骤的流程图。

以下将参照附图来描述该涡轮机械的优选实施例。

图6是为了用于具有可调节扩压叶片的涡轮机械的单级离心式压缩机的横截面图。经过入口管1进入压缩机的流体流由旋转涡轮2给予动能，该流被送入扩压器3中以增大流体压力，并经由涡形道4，再从出口管5被排出。涡轮轴与一个电动机M(未示出)相连接。进口管1设有多个进口导向叶片6，它们在圆周方向上与一个和传动装置7相耦合的致动器8相连接。扩压器3设有扩压叶片3a，它们也通过传动装置9与一致动器10相连接。致动器8、10由与一CPU12相连接的控制器11控制。

在压缩机入口侧上设有入口流率检测装置S₀，及在涡轮轴上设有转速传感器S₂。在入口管1及出口管5上分别设有入口压力传感器S₃及出口压力传感器S5，致动器10在工作上与控制器11相连接，以改变扩压叶片3a的角度。

正如从该例中可看到的，该涡轮机械可用于具有入口导向叶片6的泵系统。如果电机在恒速下驱动，则没有必要用转速传感器S₂。

用于该实施例的压缩器的扩压叶片是如图7至11中所示的平板型。扩压叶片的长度大约等于或略长于涡轮的周长(在叶片安装半径处)被扩压叶片的数目除所得的值。因此，当叶片与圆周切线闭合成零度的完全闭合时，相邻的叶片以一个叶片的前缘压在另一个叶片的后缘上地彼此相接触。

同时，用于调节叶片角度的扩压叶片的转轴点的径向位置被选择在涡轮半径的1.08至1.65倍之间的范围内，因此防止叶片与涡轮相冲突，甚至当叶片全部张开成90度时也是如此。

扩压叶片的前缘与转轴点之间的长度被选择为整个叶片长度的20％至50％，更好为30％至50％，以使得当抵抗来自涡轮的流体产生的作用叶片上的阻力进行操作期间用于调节扩压叶片角度所必须的转矩减至最小程度。

控制器11基于来自于检测装置S₀，S₂，S₃及S₅的输入信号及以下所示的预定相关性，将驱动信号输出给致动器10，以便调节扩压叶片3a的方位。该相关性是基于概述中提出的流体动力学分析由下列等式来确立的。对于可压缩流体，该等式由下式表示：

α＝arctan(Q/(K₁N－K₂Q))

                                    (1)而对于非可压缩流体，该等式由下式表示：

α＝arctan〔(1/Pr)^1/KQ/

    K₁N－(1/Pr)^1/KK₂Q}〕

                                    (2)式中α为扩压叶片角，Q为入流率，K₁为由(πD₂)²σb₂B给出的固定常数，N为涡轮的转速，K₂为由cotβ₂给出的固定常数，σ是一滑动系数，β2是从切线方向测量的涡轮叶片出口角，D₂是涡轮的出口直径，b₂为涡轮出口宽度，B是阻塞系数，及P_r是压缩机入口/出口上的压力比。

利用根据以上所示的等式来调节扩压叶片的角度，可以如图3中虚线所示地阻止在扩压叶片3a上的扩压损耗。结果是，由于避免了不稳定的起始并使涡轮特性稳定地直保持到低流率，如图示中虚线所示，故改善了压缩机的整体效率。

当泵系统没有一个可变速涡轮时，并如果根据等式(1)或(2)及所测流率来调节扩压叶片角不能获得规定的压力头值时，则涡轮的转速也可变化以避免发生不稳定。

图13表示作为流率系数函数的叶片角试验结果与理论结果之间的比较。防止在不同流率时的流动的扩压叶片角由试验确定出来并与在式(2)中用适当参数值算出的扩压叶片角相比较。其结果证实了用于预示压缩机性能的相关性方程。

在图13中，圆圈表示当0.87马赫数(在压缩机入口处涡轮圆周速度与音速之比)及0度(全开)入口导向叶片角时获得的结果；三角形表示当0.78马赫数及60度入口导向叶片角时获得的结果；及方块表示当1.21马赫数及0度(全开)入口导向叶片角时获得的结果。这些结果表明，不管涡轮的圆周速度、即涡轮之转速如何，不管在涡轮入口处是否由入口导向叶片产生涡流，等式(1)及(2)对于每种流率确定扩压叶片的最佳角度均是有效的。

图14表示将方程式(2)画成相对流率系数的函数时扩压叶片理论角度的关系，及表示该相关性可用二阶曲线来近似。

图15表示用于该涡轮机械操作步骤的流程图。在以下的说明中，“它”用于指CPU12。如图15中所示，当转速要被控制时，在步骤1上输入预定速度。当转速不要被控制时，它进行到步骤2。在步骤2上，由测量确定出进入流体量，如需要时还确定出入口及出口的压力比，然后它进入步骤3。在步骤3上，使用等式(1)或(2)确定扩压叶片角度，及在步骤4上对扩压叶片角作调节。

如果必须控制转速，则它进行到步骤5，检验是否产生出规定的压力头值，如果没有，它再返回到步骤1。

图16表示具有固定叶片型扩压器的传统涡轮机械与具有可变扩压叶片的本发明在整体性能上的比较。可以看出，与传统的涡轮机械相比较，本发明的涡轮机械可以直到低至阻断流率时仍获得稳定操作。

图18至21表示叶片的构型，它包括由将翼型扩压叶片相对切线方向定位在不同角度上形成的张口部分的尺寸，其用圆圈来表示。图22至25相应于拱板型叶片的相对情况。其结果表明，张口的尺寸仅依赖于叶片的厚度，具所有不同类型的叶片在工作中近似地表现相同的性能，由此导致这样的结论：张口的尺寸不依赖于叶片的形状。

图17表示在与图6中所示者相似的另一涡轮机械实施例中的控制方法，因此将省略对涡轮机械本身的解释。在此实施例中，利用调节入口流率来控制叶片角度从而调节在叶片之间形成的张口尺寸。获得图17中相关性的方法与前面提出的相同。

在图17中，标称化的入口面积、即在图7至11及图18至25中所示的入口半径rv处的入口面积2πr_vb₂与叶片之间张口的比，被画成相对标称化流率的函数，标称化流率即为流率Q与设计流率Q_d之比。该结果几乎是线性的，且面积比仅依赖于叶片厚度，并发现对于不同形状的叶片其相互关系是相同的。因此得出结论，即面积比与叶片形状无关。使用图17中所示的标称化入口面积与标称化流率之间的相互关系，就可以由流率Q确定扩压叶片张口的尺寸。

图26表示具有叶片的扩压机中在给定扩压叶片角度时各速度矢量的分布(实线示)，及无叶片扩压机中的各速度矢量分布(虚线示)。速度矢量包括从扩压机入口(涡轮出口)到扩压机出口的绝对流速的矢量，径向及圆周速度分量的矢量。

在扩压机入口处，其径向速度矢量相对小，因为在该方向上流率低，而在无叶片扩压机的情况下，其径向速度分量的幅值一直到扩压机出口均以扩压机半径比例缩小。这些速度在图17中以虚线表示。应该指出，图17是基于平均速度，未表示出反向流，但在实际情况下，因为存在边界层，接近壁表面的流遭到流的分离，故可能产生反向流。

当来自涡轮的出口流到达在扩压叶片间形成的张口区域时，流通道变窄，流根据图17中所示的标称化入口面积被加速，使流的角度变大。这些速度分量的速度矢量用实线表示，它们几乎垂直于流的通路，它们的幅值由质量流的守衡定律来确定。

如图17中清楚地表示的，径向速度分量的速度矢量被加速成扩压器入口部分上速度矢量的数倍，这是因为流通道(张口)尺寸的减少形成的。结果是，使在低流速时消除不稳定流的问题成为可能。

此外，由于扩压叶片角度及张口的尺寸可同时地变化，就可以甚至更有效地抑制扩压器中低流率时的反向流，以使泵系统摆脱压力波动地工作。通过采用这种控制方法，甚至在流率低于设计流率时压缩机也工作得十分有效，以使得径向速度分量不会变为负值，则不会遭到过大的损耗并避免了不稳定。

图27表示具有可调节扩压叶片的涡轮机械应用的另一实施例。压缩机在其主机体或有关部件上没有各种传感器，例如用于检测电动机输入电流的电流表S₁；用于涡轮轴的转矩传感器S₂及转速传感器S₃；设置在入口管1上用于检测入口压力的入口压力传感器S₄；及设在出口管1上的传感器S₅至S₇，用于分别检测出口压力，流体速度及流温度；入口温度传感器S₈，用于测量入口温度；冷却器温度传感器S₉及S₁₀，用于确定气体冷却器13的入口及出口之间的温度差；噪音传感器S₁₁；及阀开度传感器S₁₂。这些传感器S₁至S₁₂在工作上与传感器接口14相连接，通过该接口传感器输出信号被输入到CPU12中。

在该实施例的涡轮机械中，用于控制扩压叶片角度的方法是基于确定某些相对入口流率具有函数关系的操作系数，并直接地或间接地在这些操作参数及扩压叶片角度之间建立相关性。具有各种操作参数可供使用，以下将较详细地讨论它们中的每一个。

(1)电力驱动的输入电流

如果压缩机是用电力驱动器驱动时，相对入口流率的操作参数可以是驱动的输入电流，它提供了对入口流率的合理测量。驱动功率L由下式给出：

L＝η_m·η_p·V·A＝ρ·g·H·Q/η式中η_m是驱动器效率；η_p是驱动功率因数；V是驱动器输入电压；A是驱动器输入电流；ρ是流体密度；H是压力头值；Q是入口流率；及η是被驱动装置的效率。因此可以看出，驱动电流是入口流率的一个参数。但是，应该指出，使用这个关系是有极限的，因为被驱动装置的效率随流率的下降而减小，且驱动输入功率是依赖流体密度及压力头值的一个变量。

(2)电力驱动的转速

驱动功率L由下式给出：

L＝T·ω式中T是转矩值；及ω是角速度。于是通过测量驱动速度及产生的转矩，就可能在一定程度上估算出输入流率。如果驱动的转速是恒定的，则仅需要确定转矩。

(3)入口压力

流过管的流率Q由下式给出：Q＝A·v＝A·(ρ·(Pt－Ps/2)^1/2式中A是管的横截面积；v是管中的平均流率；Pt是总压力；及Ps是静压力。如果在入口侧的压力是大气压，总压可被作成恒定，故如果能求得静压力，则能获得入口流率，因此，通过测量在压缩机入口结构部分的静压力，可以合理地获得关于入口流率的数据。在此情况下，必须通过消除在低流率时由涡轮引起的反向流来精确地测量入口流的静压力。

(4)出口压力

可以测量出口压力来估算入口流率。如果流体是不可压缩的，则出口流率等于入口流率，但是如果流体是可压缩的，则必须用某些方法来确定流体密度。

(5)管中的流速

管中的流速类似于入口压力可被测量以提供用于入口流率的某些数据。可以使用诸如热线式速度传感器，激光速度传感器及超声速度传感器的方法来进行速度的测量。

(6)入口/出口温度

对于压缩机，入口及出口温度之间的差可以根据工作状况而变化。图28表示在温度差及流率系数之间具有某些相关性。对于压缩机，温度差可提供工作系数(参见图29)，但是流率也表现类似的特性，因此测量这样一种参数可提供关于入口流率的数据。图28中所示的结果是在两种不同的转速N₁，N₂之下获得的。

(7)气体冷却水中的温度差

当使用气体冷却器冷却在压缩机中产生的热时，热交换量由下式给出：

L＝(T₁－T₂)·Cp·W式中T₁是气体冷却器入口处的流温度；T₂是气体冷却器出口处的流温度；Cp是气体的比热；及W是流率。由压缩机产生的热依赖于入口流率，因此，通过测量冷却介质的温度差可以获得关于入口流率的某些数据。

(8)噪音效应

在压缩机中产生的噪音或相应斯特罗-赫尔(Straw-Hull)数的流率也可提供关于流率的某些数据。

(9)阀开度

安装在压缩机上的被驱动装置的入口或出口阀的开度与流率有关，因此可以通过测量阀开度得到相对流率的相关数据。

图30表示用于具有可调节扩压叶片的涡轮机械实施例操作步骤的流程图。在以下说明中，“它”用于指CPU12。在步骤1上，选择涡轮2的转速以使得不超过规定的速度。在步骤2上，由诸如涡轮2的转速N、所需流率Q及压力头值H这样的参数确定适于入口导向叶片的合适叶片角α。在步骤3上，测量操作参数，及在步骤4上，由前面提出的方程式确定扩压叶片角度。在步骤5上，通过对控制器及致动器的操作来控制入口导向叶片角。在步骤6上，它检验压力头值H是否合适，并当它可被接收时，则继续进行操作。但是，当压力头值H不能被接收时，则在步骤7上，它检验与规定相比较压力头值H是否过大或过小。如果压力头值过小，在步骤8上调节入口导向叶片6的角度。

接着，在步骤9上，检验入口导向叶片角是否处于下限。如果确定为“否”，它返回到步骤3以重复其后的步骤。如果确定为“是”，在步骤10上检验转速，以确定其是否处于极限，并当该确定为“是”时，继续进行操作。如果确定为“否”，则在步骤11上，使转速增加预定数量，并且它返回到步骤3以重复其后的步骤。

如果在步骤7上，压力头值H大于规定值，则在步骤12上增加入口导向叶片的角度。然后，在步骤13上，检验该入口导向叶片的角度是否处于极限，并如果当该确定为“否”时，它返回到步骤3以重复其后的步骤。如果该确定为“是”，在步骤14上使转速降低一预定数量，并且它返回到步骤3以重复其后的步骤。

Claims (16)

1.具有扩压叶片的涡轮机械，它包括：

流检测装置，用于确定所述涡轮机械的入口流率；及

控制装置，用于在所述入口流率及所述叶片角度的基础上根据下列方程式控制所述扩压叶片的角度：

α＝arctan(Q/(K₁N－K₂Q))式中α是扩压叶片的角度；Q是入口流率；N是涡轮的转速；及K₁和K₂是由下列式子分别给出的常数：

K₁＝(πD₂)²σb₂B

K₂＝Cotβ₂式中，D₂是涡轮出口直径；σ是滑动系数；b₂是涡轮出口宽度；B是阻塞系数；及β₂是从切线方向测量的涡轮叶片出口角度。

2.具有扩压叶片的涡轮机械，它包括：

检测装置，用于确定所述涡轮机械的入口流率及转速；及

控制装置，用于在所述入口流率、由所述检测装置确定的所述转速的基础上根据下列方程式控制所述扩压叶片的角度：

α＝arctan(Q/(K₁N－K₂Q))式中α是扩压叶片的角度；Q是入口流率；N是涡轮的转速；及K₁和K₂是由下列式子分别给出的常数：

K₁＝(πD₂)²σb₂B

K₂＝cotβ₂式中，D₂是涡轮的出口直径；σ是滑动系数；b₂是涡轮出口宽度；B时阻塞系数；及β₂是从切线方向测量的涡轮叶片出口角度。

3.具有扩压叶片的涡轮机械，它包括：

用于确定入口流率的检测装置及用于确定所述涡轮机械入口压力与出口压力的压力比的检测装置；及

控制装置，用于在所述入口流率及由所述检测装置确定的所述压力比的基础上根据下列方程控制所述扩压叶片的角度：

α＝arctan((1/Pr)^1/KQ/(

K₁N－(1/Pr)^1/KK₂Q))式中α是所述扩压叶片的角度；Q是流率；Pr是所述涡轮机械的入口及出口处压力之比；N是涡轮每分钟的转速；K是流体的比热系数；及K₁和K₂分别表达为以下常数：

K₁＝(πD₂)²σb₂B及

K₂＝cotβ₂式中σ是滑动系数；β₂是从切线方向测量的涡轮叶片出口角度；D₂是所述涡轮的出口直径；b₂是所述涡轮的出口宽度；及B是阻塞系数。

4.具有扩压叶片的涡轮机械，它包括：

用于确定入口流率的检测装置；

用于确定所述涡轮机械的转速及入口压力与出口压力的压力比的检测装置；及

控制装置，用于在所述入口流率、由所述检测装置确定的所述转速及所述压力比的基础上根据下列方程式控制所述扩压叶片的角度：

α＝arctan((1/Pr)^1/KQ/(K₁N－(1/Pr)^1/KK₂Q))式中α是所述扩压叶片的角度；Q是流率；Pr是所述涡轮机械的入口及出口处的压力比；N是涡轮每分钟的转速；K是流体的比热系数；及K₁和K₂分别表达为以下常数：K₁＝(πD₂)²σb₂B

K₂＝cotβ₂式中σ是滑动系数；β₂是从切线方向测量的涡轮叶片出口角度；D₂是所述涡轮的出口直径；b₂是所述涡轮的出口宽度；及B是阻塞系数。

5.根据权利要求1至4中一项的涡轮机械，其中所述阻塞系数被给定为入口流率的函数。

6.根据权利要求5所述的涡轮机械，其中所述阻塞系数是入口流率的线性函数。

7.具有扩压叶片的涡轮机械，它包括：

检测装置，用于确定所述涡轮机械的入口流率；及

控制装置，用于根据所述流率及所述入口流率和张口尺寸之间的预定关系，来对由相邻扩压叶片形成的张口尺寸进行控制。

8.具有扩压叶片的涡轮机械，它包括：

用于确定所述涡轮机械的入口流率的检测装置；

用于确定所述涡轮机械的入口压力与出口压力的压力比的检测装置；及

控制装置，用于在由所述检测装置检测的所述入口流量及所述压力比的基础上，根据所述入口流率、所述压力比及由相邻扩压叶片形成的张口的所述尺寸之间的预定关系来控制引邻扩压叶片形成的张口尺寸。

9.具有扩压叶片的涡轮机械，它包括：

用于确定流信所述涡轮机械的入口流率及所述涡轮机械转速的检测装置；

用于确定所述涡轮机械的入口压力与出口压力的压力比的检测装置；及

控制装置，用于在由所述检测装置确定的所述入口流量、转速及所述压力比的基础上，对所述扩压叶片的角度及由相邻扩压叶片形成的张口尺寸同时进行控制。

10.根据权利要求1至9中一项的涡轮机械，其中所述控制装置在从最大流率到阻断流率的范围中对流率提供控制。

11.根据权利要求1至10中一项的涡轮机械，其中所述用于确定入口流速的检测装置在与涡轮机械或用于所述涡轮机械的驱动源相关的操作参数的基础上确定所述入口流率的值。

12.具有多个可变角度扩压叶片的流体输送泵，每个所述扩压叶片可转动地设在一转轴上，以便调节多个可变角度扩压叶片的角度，其中扩压叶片的长度尺寸等于或不小于由叶片安装位置处半径确定的圆周尺寸被所述泵中所设扩压叶片数目所除而获得的值，及所述多个可变角度的扩压叶片是可围绕所述圆周长度尺寸切线地布置的，以使得一个叶片的前缘重叠在一个相邻叶片的后缘上。

13.根据权利要求12所述的流体输送泵，其中多个转轴被沿圆周地布置在由所述泵设有的涡轮的半径乘以1.08至1.65确定的半径位置上。

14.根据权利要求12或13中一项的流体输送泵，其中所述前缘与所述转轴相隔的距离不小于所述扩压叶片整个长度尺寸的20％且不大于该整个长度尺寸的50％。

15.具有多个可变角度扩压叶片的流体输送泵，每个所述扩压叶片可转动地设在一转轴上，以便能调节多个可变角度扩压叶片的角度，其中每个扩压叶片的长度尺寸基于待由所述泵传输的最小流率来确定。

16.根据权利要求15所述的流体输送泵，其中所述长度尺寸是根据由定位在最小叶片角度上的相邻扩压叶片形成的张口尺寸与定位在适合所述泵的设计流率的叶片角度上的相邻扩压叶片形成的张口尺寸的比例来确定的。

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