專利名稱：具有可變角度導流裝置的渦輪機械的制作方法
技術領域：
本發明總地涉及渦輪機械，諸如離心式及混合流泵，氣體增壓機及壓縮機，并尤其涉及具有可變角度導流裝置的渦輪機械。
渦輪機械，以下總稱為泵，有時設有擴壓機，用于將由一渦輪排放的流動流體的動能有效地轉換成一靜壓力。該擴壓機可設有或不設有葉片，但設有葉片的擴壓機大都設計得簡單，以利用相鄰葉片之間的流通道作為膨脹流通道。
一篇題為“低實度級聯式擴壓機”的報告(日本機械工程師協會期刊，第45卷第396期，554-8)中描述了當使葉片線長度小于由其周長除以葉片數目所得的值而使葉片間距增大時可改善泵內的性能。但是，在該報道中的葉片是固定的葉片。其中葉片角度變化的實驗在“關于可轉動低實度葉片的擴壓機”的文章中有過報道，見ASME，92-GT-19的論文。
此外，當傳統的離心式或混合流泵工作在比設計流率低得多的流率時，在工作系統的渦輪、擴壓機及另外部位上將發生流的分離，引起壓力降增大到低于泵最大壓力的值，由此導致泵系統內的不穩定(例如稱為波動的現象)，并最終使泵系統不能穩定工作。
以下對該不穩定現象作更詳細分析。
從渦輪排出的流的速度矢量可被分成徑向速度分量及圓周速度分量，如圖1中所示。假定在擴壓機中沒有損耗且流體是不可壓縮的，則量r2Vθ2，它是擴壓機入口處的半徑r2與圓周速度Vθ2的乘積，將根據角動量守衡定理一直維持到擴壓機出口不變，因此圓周速度分量Vθ3由下式給出Vθ3＝Vθ2(r2/r3)。式中r3是擴壓機出口的半徑。可以看出，該速度按擴壓機入口及出口半徑的比被縮小了。
另一方面，擴壓機入口的面積A2由下式給出A2＝2πb2r2式中b是擴壓機的寬度。
類似地，擴壓機出口的面積A3由下式給出A3＝2πb3r3如果擴壓機是平行壁無葉片型的擴壓機，則面積的比例A2/A3與半徑比例r2/r3相同。假定在擴壓機中無損耗且流體是不可壓縮的，則在擴壓機出口處的徑向速度Vr3由如下的質量流守衡定律給出Vr3＝Vr2(r2/r3)。
它得出徑向速度分量也按擴壓機入口/出口半徑的比縮小，及入口流角度α2變為等于出口流角度，并且流模型變為對數螺旋流。
假定渦輪內部的流的滑動效應接近恒定而與流率無關，當流率逐漸地下降時，雖然圓周方向的速度分量很難改變，但徑向速度幾乎正比于流率地下降，因此流角度下降了。
當流率再進一步降低時，在擴壓器入口上保持徑向速度分量的流由于擴壓區域擴展也減少，則根據質量流守衡定律使擴壓機出口處的徑向速度分量變低。
此外考慮到在擴壓機壁表面存在邊界層，在其中流速及能量值均低于主流中的值，因此，即使在主流中徑向速度分量為正時，在邊界層內也可引起流分離，并產生出負的速度分量，及最后發展成大規模的反向流。
通過各種考察已弄清楚，反向流區域變為擴散的分離流并伴隨流速周期性波動，起到使整個工作系統中產生大規模壓力波動現象的觸發器的作用。
在具有固定擴壓機的傳統泵中，不可能阻止在邊界層內流的分離或由通過泵的低流率引起反向流。為了改善這種狀況，具有基于可變擴壓器寬度的若干公知技術，例如公開在美國專利No.3426,964；日本公開專利文件No.S58-594；及日本公開專利文件No.S58-12240中。在另外技術方面，擴壓機角度可以變化，這公開在，例如日本公開專利文件No.S53-113308；日本公開專利文件No.S54-119111；日本公開專利文件No.S54-133611；日本公開專利文件No.S55-123399；日本專利公開文件No.S55-125400；日本公開專利文件No.S57-56699；及日本公開專利文件No.H3-37397中。
雖然基于減少擴壓機寬度的方法改善了上述的問題，但在擴壓機壁處的摩擦損耗增大了，引起了擴壓機效率大為下降。因此，這類方案具有一個問題，即它僅可用于流率窄小的范圍上。
另一個基于可變角度擴壓葉片的方案具有的問題是，因為擴壓機葉片長，在某確定角度時擴壓葉片便互相接觸，因此，不可能使流率控制到低至阻斷流率。
另一公開在美國專利No.3,957,392中的方案是基于劃分擴壓葉片，其中僅是它的上游部分是可動的，它也不可能使流率控制到低至阻斷流率。
由可變角度擴壓葉片產生的另一問題是，因為其目標是優化接近設計流率處的性能，故不可能使泵的工作控制到或低于產生波動時的流率。此外，這些參考文件中沒有公開確定擴壓葉片角度的明確方法，因此它們并不能以實際及有效的方式有助于解決壓力波動的問題。
例如，在日本公開專利文件No.H4-81598中討論過確定擴壓葉片角度的方法，但該參考文件也僅公開了確定近于設計流率的葉片角度的概念性指導，并沒有公開適合于流率低至阻斷流率的適當葉片角度確定之具體方法。
還具有阻止不穩定性的另外公知方法，例如，基于設置分隔的旁路管(用于吹風機及壓縮機的放氣)使得當泵的低流率在泵工作中要引起不穩定時，旁路管可被打開以使流入泵的流保持穩定工作，并減少進入裝置的流。
但是，根據該方法必須事先估算引起泵工作中不穩定的流率，及當達到該流率時采取打開旁路管的閥之步驟。因而，根據該方法，除非精確地知道引起不穩定的流率，否則不能精確地控制整個流體系統。同時，必須正確地知道在泵各個轉速下渦輪機械的工作特性，已便能正確地控制整個流體系統。因而，如果其工作涉及泵轉速度的連續變化時，這種控制技術是不能跟上泵工作的變化狀態的。
另外，即使可啟動旁路管的閥來避免不穩定點，但泵本身的工作狀態未改變，泵低效地工作，故表現為不經濟的能耗。再者，這種方案需要裝設旁路管及閥，使系統的成本變高。
本發明的目的是提供一種具有可調節角度的擴壓葉片的渦輪機械，它能工作在寬廣的流率范圍上并能避免不穩定的發生，尤其是工作在過去會引起不穩定的并導致泵系統不能工作的低流率時也是如此。
該目的是以一種渦輪機械的基本形式來實現的，它包括流檢測裝置，用于確定流入渦輪機械的入口流率；及控制裝置，用于在入口流率及葉片角度的基礎上根據下列方程式控制擴壓葉片的角度α＝arctan(Q/(K1N－K2Q))(1)式中α是擴壓葉片的角度；Q是入口流率；N是渦輪的轉速；及K1和K2是由下列式子分別給出的常數K1＝(πD2)2σb2BK2＝cotβ2式中，D2是渦輪出口直徑；σ是滑動系數；b2是渦輪出口寬度；B是阻塞系數；及β2是從切線方向測量的渦輪葉片出口角度。
如果泵是其中轉速N允許變化的可變速泵，可以設置轉速傳感器來測量該量值以控制葉片角度。
該基本渦輪機械的另一方面包括用于確定入口流率的檢測裝置；用于確定渦輪機械入口壓力與出口壓力的壓力比的檢測裝置；及控制裝置，用于在入口流率及檢測裝置確定的壓力比的基礎上根據下列方程式控制擴壓葉片的角度α＝arctan((1/Pr)1/KQ/(K1N－(1/Pr)1/KK2Q))(2)式中α是擴壓葉片的角度；Q是流率；Pr是渦輪機械入口及出口處的壓力比；N是渦輪的轉速；K是流體比熱系數；及K1和K2分別表達為以下常數K1＝(πD2)2σb2B及K2＝cotβ2式中，σ是滑動系數；β2是從切線方向測量的渦輪葉片出口角度；D2是渦輪的出口寬度；及B是阻塞系數。
上述渦輪機械的一個方面是，如果轉速允許變化，則設置轉速傳感器測量該量，以基于轉速來控制葉片的角度。
以這種渦輪機械構造，也可以使渦輪機械從最高流率控制至阻斷流率。理論描述以上所公開的本發明的概念性結構框架是從以下的理論考慮得出的。參照圖2，來自渦輪2的出口流的方向給定為a(設計流率)；b(低流率)；c(高流率)。如從該圖中清楚地看到的，在不同于設計流率的流率時，相對于擴壓葉片角度流的方向不正確。在高流率c時，流的入口角對準在擴壓機3的擴壓葉片3a的壓力側上，而在低流率b時，流的入口角對準在擴壓葉片3a的負壓側上。該狀態無論是在高于還是低于設計流率的流率時產生了流的分離，這將導致圖3中所示的狀態，使擴壓機損耗增大。其結果是，如圖4中所示(由無量綱流速及無量綱壓力頭系數之間的相關性表示)，在低于設計流率時，不僅如低流率時壓力頭曲線的正斜率所示地產生了不穩定性，而且在管道中也出現了壓力波動，導致了內部容量的大變化并最終導致泵不能工作。
這個問題可以通過用擴壓機的葉片角度來調節來自渦輪的出口流的流角度來解決。在以下將討論一種方法。
來自推時器的出口流用標記Q2表示，渦輪直徑用D2表示，渦輪出口寬度b2用表示，在渦輪出口處的阻塞系數用B表示。在渦輪出口處的徑向速度分量Cm2由下式給出Cm2＝Q2/(πD2b2B)(3)假定流體是不可壓縮的，則Q2等于入口流率Q，因此有Cm2＝Q/(πD2b2B)(4)這里，當流體流入擴壓機中時，接近壁表面的流速低于主流中的流速。用U來表示主流速度，用u表示邊界層中的速度，則由與主速度相比較低的邊界速度引起的不足的流率由下式給出∫o∞(U-u)dy]]>式中y為距壁的垂直距離。如果在一替換厚度δ*中流具有與主流率相同的速度，則流率用Uδ*來表示。因為這兩者是相等的，則替換厚度由下式給出δ*=(1/U)∫o∞(U-u)dy]]>(參見Corona著的“第二流體動力學”或Yokendo著的“內部流體動力學”)。
通常，通過考慮由于替換厚度效應引起的流通道寬度變窄來計算平均流速。但是，在渦輪機械中，由渦輪排出的流體流在通道寬度范圍中是不均勻的(例如，參見日本機械工程師協會期刊第44卷第384期，圖20)。在流速低于主流速的范圍中，替換厚度甚至厚于邊界層。由此得出，對于邊界層效應及速度分布的畸變必須校正流通道的幾何寬度，否則在流通道中的計算速度趨于低估及這樣計算出的流角度也帶有大的誤差。因此，在本發明中，通過考慮稱為阻塞系數的參數來校正流通道的寬度。
在如上所引證的參考文件中已經公開了，阻塞系數的效用不是隨流率均勻變化的。因此，除非已對阻塞系數如何隨流率變化獲得一定了解，否則就不可能確定渦輪出口處的流角度。為此原因，在本發明中，根據試驗結果對阻塞系數進行反向分析，在試驗中在渦輪機械或附加管路上安裝了各種傳感器，用于測量某些物理參數，例如壓力、溫度、振動或噪音，以獲得流率及擴壓葉片角度之間經驗上的相關性，以致找到系統呈現最小振動的葉片角度。該數據及在本發明中所建立的方程式一起被用于反向計算阻塞系數。振據該方法，如果方程式正確將可在阻塞系數及流率之間發現在物理上具有意義的相關性。
圖5表示在本發明方面獲得的研究結果。為了和以上所引證的參考文件保持一致，在y軸上標以(1-B)，在x軸上標以無量綱流率系數(流率與設計流率之比)，其中B是阻塞系數。該結果表明，使用本發明中相關性獲得的相關性不同于在以上指出的參考文件中公開的相關性，并表明，阻塞系數幾乎隨流率線性地變化。
該直線的斜率依賴于渦輪的類型，但應考慮到其總體的趨勢是相同的。因此，如果對每種類型的渦輪機械建立了這種線性關系，就可以從用于任何特定渦輪機械的這種圖表中獲得阻塞系數，并使用該計算的阻塞系數與入口流速一起，可以精確地確定在渦輪出口處的流率。
因此，本發明的一個方式是基于以上討論的方法，使得阻塞系數作為流率的函數，及它可隨流率非常線性地變化。
再來看另外的流速分量，即圓周速度分量Cu2由下式給出
Cu2＝σU2－Cm2cotβ2(5)式中σ是滑動系數，β2是從切線方向測量的渦輪葉片出口角度，及U2是圓周速度。由它得出，為獲最佳性能應與擴壓葉片的角度α相一致的來自渦輪出口的流角度由下式給出α＝arctan(Cm2/Cu2)＝arctan(Q/(πσD2U2b2B-Qcotβ2))(6)將一對常數定為K1＝(πD2)2σb2B，K2＝cotβ2(7)并用N表示轉速，方程式(6)可改寫成α＝arctan(Q/(K1N-K2Q))(8)與此同時，如果流體是可以壓縮的，渦輪出口流率由下式直接地給出Q2＝(1/Pr)1/kQ(9)式中Pr是渦輪機械的入口/出口壓力的比，及K是流體的比熱系數。因此，可推導出；Cm2＝(1/Pr)1/KQ/(πD2b2B)(10)將式(5)與(10)相結合，來自渦輪的流角度、即擴壓葉片的角度由下式給出α＝arctan(Cm2/Cu2)＝arctan((1/Pr)1/KQ/(K1N－(1/Pr)1/KK2Q))(11)因此，可以看出，對于不可壓縮的流體，擴壓葉片的角度可以由知道入口流率及轉速來獲得；對于可壓縮流體，通過得知入口流率、轉速及渦輪機械的入口/出口壓力比可以獲得擴壓葉片的角度。這些變量可以用傳感器測量，且檢測裝置可被用于計算對其葉片角度受調節的流角度，由此防止在擴壓機中的流分離及泵系統中的壓力波動。因為使用通用工作參數及與渦輪機械有關的變量來計算葉片角度的方法與系統的類型及尺寸無關，它可用于任何類型的傳統的或新型的具有可調節擴壓葉片的渦輪機械。因此，在事先可以將流率及適發的葉片角度的相關性輸入到控制單元中而無需進行個別的試驗來確定每個機械的工作特性。
本發明的另一方面是一種渦輪機械，它包括檢測裝置，用于確定渦輪機械的入口流率；及控制裝置，用于根據入口流率及入口流率與張口尺寸之間的預定關系來控制由相鄰擴壓機葉片形成的張口尺寸。
本發明的該概念性的結構框架是從以下的理論思考推導出的。
當擴壓葉片被定位在一個角度上時，相鄰的葉片形成了一個張口，它起流通道的作用。張口的尺寸用A表示。如果渦輪出口流體的絕對速度用C表示時，則通過張口的流速由K3C表示，其中K3是經過從渦輪到擴壓葉片間距離的速度減速系數。用Cm2表示徑向速度分量，用Cu2表示來自渦輪出口的圓周速度分量，C由下式給出C＝(Cm22＋Cu22)1/2(12)通過張口的流體的流率Q2由下式給出Q2＝K3CA (13)由式(5)給出的圓周速度分量為
Cu2＝σU2－Cm2cotβ2(14)因此，Q2變為Q2＝K3〔Cm22＋(σU2－Cm2cotβ2)2〕1/2A＝K3A〔(σU2)2－2σU2Cm2cotβ2＋(1＋cot2β2)Cm22〕1/2(15)與此同時，由式(3)，Q2被給定為Q2＝πD2b2B·Cm2(16)而在渦輪出口處的徑向速度分量Cm2由下式給出Cm2＝Q/πD2b2B (17)因此Q2＝K3A〔(πD2b2BσU2)2－2(πD2b2B)σU2Q2cotβ2＋(1＋cot2β2)Q22/(πD2b2B)〕1/2(18)用下式取代其中的項K4＝πD2b2B(19)K5＝(K4σπD2)2(20)K6＝2K4σπD2cotβ2(21)K7＝1＋cot2β2(22)并假定為不可壓縮流體，用Q表示入口流率，N表示轉速，則張口A的尺寸由下式給出A＝K4Q/(K3(K5N2－K6NQ＋K7Q2)1/2)(23)對于可壓縮流體，來自渦輪的出口流率由下式給出Q2＝(1/Pr)1/KQ (24)式中Pr是入口/出口壓力之比，及K為比熱系數。
這些方程式被用于獲得相鄰葉片間張口尺寸的試驗值，試驗使用圖6中所示的泵裝置。張口尺寸的試驗值再與圖12至24所示的結果(將在實施例中詳細說明)相比較，以獲得如圖17中所示的結果，它表明張口尺寸對流率的作用。
在本發明另一方面中，渦輪機械根據以上提出的方程式中確定的工作參數被操作，以使葉片定位在合適的葉片角度上并避免不穩定的發生。在具有可變速渦輪的渦輪機械中，當甚至在調節葉片角度后壓力頭值不合適時，則可改變轉速，以避免不穩定的發生。
在本發明的另一方面中，通過對葉片角度及張口尺寸兩者同時的控制可操作渦輪機械，以避免不穩定性。
渦輪機械可通過在最大流率至最小流率的范圍上施行控制而被操作。
以上一系列的渦輪機械是基于入口流率的直接檢測，但更簡單的，在某些情況下依靠非直接參數來確定擴壓葉片角度甚至可更加精確。
在本發明的另一方面中，渦輪機械基于這樣的概念，即其中設置檢測裝置檢測工作參數(或渦輪機械的驅動器)，它能精確地反映入口流率的變化。
這個工作參數可能是以下中的任一個，譬如泵驅動器的輸入電流，渦輪的轉速，入口壓力，管道中的流速，渦輪入口/出口處的流溫度差，在渦輪機械或管道一定位置上的噪音強度，及閥的開度。當渦輪機械被氣體冷卻器冷卻時，熱交換量也能作為一個參數。
某些精確的結構構型包括當流率基本為零時調節擴壓葉片的角度。在這些條件下，必須關閉葉片，以使得張口尺寸也基本上為零。葉片的最小長度由在擴壓器安裝位置上的圓周長度除以所設的葉片數目來給出。
因此，本發明的另一方面是擴壓葉片的長度等于或稍長于該最小長度，以便使一個葉片的前緣可搭接在相鄰葉片的后緣上。根據這樣一種結構，甚至當基本上從渦輪到擴壓機無流時，葉片角度可基本地被調節到零，以免產生不穩定，由此可使渦輪機械在寬廣流率范圍上提供穩定的性能。但是，應避免葉片的完全閉合狀態，因為它可引起整個系統中溫度的升高。
在本發明的中一方面中，葉片的轉軸點沿圓周地布置在渦輪半徑乘1.08至1.65所得的半徑上，以防止當葉片全開到90度的葉片角度時葉片的邊緣碰到渦輪。
這被表示在圖12中，并且為了滿足上述條件，對整個葉片長度L及葉片前緣至轉軸點的長度L1的要求由通過點(x1，y1)的直線來給出，其中x1＝-(rv＋t)sin(2π/z)y1＝(rv＋t)cos(2π/z)而z為葉片的數目。L1的計算如下。在圖12中，直線“a”是有斜率tan(2π/z)及在半徑(rv＋t)處通過點(x1，y1)，該直線“a”與直線“b”(y＝rv－t)相交于點(x，y)處。因此，x＝1/〔tan(2π/z)〕〔(rv－t)－{(rv＋t)/cos(2π/z)}〕y＝tan(2π/z)x＋(rv＋t)/co
s(2π/z)則L1的長度由下式給出L1＝〔(x－x1)2＋(y－y1)2〕1/2當葉片角度被調節到90度(再參見圖12)時，葉片邊緣不碰到在半徑r2上的渦輪圓周的條件由下式給出rv－L1＞r2rv＞r2＋L1＝(r2＋2πrv/z)(0.2至0.5)rv(1－2π(0.2至0.5)/z))＞r2由它得出，當z在8至18之間的范圍中時rv為1.08至1.65r2。
擴壓葉片的另一特征是，葉片前緣至轉軸點之間的距離在整個葉片長度的20％至50％之間。
這個特征是需要的，因為當繞葉片軸操作期間使葉片轉動所需的轉矩必須大于由圖2中所示的葉片3a的負壓側及正壓側之間的壓力差產生的壓力轉矩。當作用在葉片前緣上的壓力約等于作用在葉片后緣上的壓力時，轉軸應設在葉片的中央，以最大程度地減小所需轉矩。但是當葉片繞葉片軸轉動時，在前緣上的壓力總是稍高于后緣上的壓力，因此，轉軸應設在整個葉片長度的20-50％處，更好為30-50％處，以便最大程度地減少對抵抗由渦輪出口流體施加的力來調節葉片角度所需的轉矩。
視操作狀態或應用而定，不一定要使葉片角度調節到接近零度，在此情況下，允許縮短葉片長度，以致當它們全閉合時，在閉合的的葉片之間具有形成的張口。
本發明的另一特征是旨在這種類型的操作，因此葉片長度是基于希望由渦輪機械傳送的最小流率來確定的。
通過在所期望的工作狀態下所允許地那樣使葉片長度縮短，可以最大程度地減少由抵抗葉片的流體阻力引起的摩擦損耗，并由此防止振動及最大程度地減小葉片周圍產生的噪音。該特征在于減小擴壓葉片過大粗糙度的要求也是有用的。
在這些通過使計算基于張口最小尺寸(A4)及在設計流率時的張口尺寸(A5)以減少流體阻力的專門情況下，量A4可以用當葉片完全閉合到接近零度的葉片角度時相鄰葉片之間的張口尺寸來近似。對于給定葉片角度，量A5可通過從張口尺寸中減去基于在徑向安裝位置上圓周方向上測出的葉片厚度的等效面積來計算。


圖1表示無葉片擴壓機中的流；圖2是表示在渦輪出口處流方向的概圖；圖3是表示用于固定葉片及可調節葉片擴壓機的擴壓機損耗及無量綱流率之間關系的曲線圖；圖4是表示用于固定葉片及可調節葉片擴壓機的無量綱壓力頭系數與無量綱流率之間關系的曲線圖；圖5是表示阻塞系數及無量綱流率之間關系的曲線圖；圖6是本發明的具有可變導向葉片的渦輪機械應用于單級離心式壓縮機的橫截面圖；圖7是說明在定位于零度的兩個相鄰板型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖8是說明在定位于10度的兩個相鄰板型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；
圖9是說明在定位于20度的兩個相鄰板型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖10是說明在定位于40度的兩個相鄰板型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖11是說明在定位于60度的兩個相鄰板型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖12表示為避免當擴壓葉片定位在0度時旋轉渦輪與擴壓葉片相碰所必須的幾何布置；圖13是表示根據等式(2)的理論結果與使用圖6所示壓縮機的試驗結果之間差別的圖；圖14是表示根據等式(2)相對流率系數的擴壓葉片角度的曲線圖；圖15是表示用本發明的具有可調節擴壓葉片的渦輪機械操作步驟的流程圖；圖16是表示無量綱壓力頭系數及無量綱流率之間關系的曲線圖；圖17是表示葉片之間張口區域的標稱化面積與標稱化流率之間關系的曲線圖；圖18是表示在兩個定位于10度的相鄰翼型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖19是表示在兩個定位于20度的相鄰翼型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖20是表示在兩個定位于40度的相鄰翼型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖21是表示在兩個定位于60度的相鄰翼型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖22是表示在兩個定位于70度的相鄰拱板型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；
圖23是表示在兩個定位于20度的相鄰拱板型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖24是表示在兩個定位于40度的相鄰拱板型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖25是表示在兩個定位于60度的相鄰拱板型擴壓葉片之間形成的張口區域的圖；圖26是表示對于給定方向的擴壓葉片的擴壓機入口及出口的絕對速度矢量，及徑向與圓周方向的速度矢量分量的圖；圖27是用于本發明渦輪機械的控制系統的框圖；圖28是表示壓縮機入及出口處溫度差與流率系數之間關系的曲線圖；圖29是表示工作系數與流率系數之間關系的曲線圖；圖30是表示用于本發明具有可調節擴壓葉片的渦輪機械的操作步驟的流程圖。
以下將參照附圖來描述該渦輪機械的優選實施例。
圖6是為了用于具有可調節擴壓葉片的渦輪機械的單級離心式壓縮機的橫截面圖。經過入口管1進入壓縮機的流體流由旋轉渦輪2給予動能，該流被送入擴壓器3中以增大流體壓力，并經由渦形道4，再從出口管5被排出。渦輪軸與一個電動機M(未示出)相連接。進口管1設有多個進口導向葉片6，它們在圓周方向上與一個和傳動裝置7相耦合的致動器8相連接。擴壓器3設有擴壓葉片3a，它們也通過傳動裝置9與一致動器10相連接。致動器8、10由與一CPU12相連接的控制器11控制。
在壓縮機入口側上設有入口流率檢測裝置S0，及在渦輪軸上設有轉速傳感器S2。在入口管1及出口管5上分別設有入口壓力傳感器S3及出口壓力傳感器S5，致動器10在工作上與控制器11相連接，以改變擴壓葉片3a的角度。
正如從該例中可看到的，該渦輪機械可用于具有入口導向葉片6的泵系統。如果電機在恒速下驅動，則沒有必要用轉速傳感器S2。
用于該實施例的壓縮器的擴壓葉片是如圖7至11中所示的平板型。擴壓葉片的長度大約等于或略長于渦輪的周長(在葉片安裝半徑處)被擴壓葉片的數目除所得的值。因此，當葉片與圓周切線閉合成零度的完全閉合時，相鄰的葉片以一個葉片的前緣壓在另一個葉片的后緣上地彼此相接觸。
同時，用于調節葉片角度的擴壓葉片的轉軸點的徑向位置被選擇在渦輪半徑的1.08至1.65倍之間的范圍內，因此防止葉片與渦輪相沖突，甚至當葉片全部張開成90度時也是如此。
擴壓葉片的前緣與轉軸點之間的長度被選擇為整個葉片長度的20％至50％，更好為30％至50％，以使得當抵抗來自渦輪的流體產生的作用葉片上的阻力進行操作期間用于調節擴壓葉片角度所必須的轉矩減至最小程度。
控制器11基于來自于檢測裝置S0，S2，S3及S5的輸入信號及以下所示的預定相關性，將驅動信號輸出給致動器10，以便調節擴壓葉片3a的方位。該相關性是基于概述中提出的流體動力學分析由下列等式來確立的。對于可壓縮流體，該等式由下式表示α＝arctan(Q/(K1N－K2Q))
(1)而對于非可壓縮流體，該等式由下式表示α＝arctan〔(1/Pr)1/KQ/K1N－(1/Pr)1/KK2Q}〕(2)式中α為擴壓葉片角，Q為入流率，K1為由(πD2)2σb2B給出的固定常數，N為渦輪的轉速，K2為由cotβ2給出的固定常數，σ是一滑動系數，β2是從切線方向測量的渦輪葉片出口角，D2是渦輪的出口直徑，b2為渦輪出口寬度，B是阻塞系數，及Pr是壓縮機入口/出口上的壓力比。
利用根據以上所示的等式來調節擴壓葉片的角度，可以如圖3中虛線所示地阻止在擴壓葉片3a上的擴壓損耗。結果是，由于避免了不穩定的起始并使渦輪特性穩定地直保持到低流率，如圖示中虛線所示，故改善了壓縮機的整體效率。
當泵系統沒有一個可變速渦輪時，并如果根據等式(1)或(2)及所測流率來調節擴壓葉片角不能獲得規定的壓力頭值時，則渦輪的轉速也可變化以避免發生不穩定。
圖13表示作為流率系數函數的葉片角試驗結果與理論結果之間的比較。防止在不同流率時的流動的擴壓葉片角由試驗確定出來并與在式(2)中用適當參數值算出的擴壓葉片角相比較。其結果證實了用于預示壓縮機性能的相關性方程。
在圖13中，圓圈表示當0.87馬赫數(在壓縮機入口處渦輪圓周速度與音速之比)及0度(全開)入口導向葉片角時獲得的結果；三角形表示當0.78馬赫數及60度入口導向葉片角時獲得的結果；及方塊表示當1.21馬赫數及0度(全開)入口導向葉片角時獲得的結果。這些結果表明，不管渦輪的圓周速度、即渦輪之轉速如何，不管在渦輪入口處是否由入口導向葉片產生渦流，等式(1)及(2)對于每種流率確定擴壓葉片的最佳角度均是有效的。
圖14表示將方程式(2)畫成相對流率系數的函數時擴壓葉片理論角度的關系，及表示該相關性可用二階曲線來近似。
圖15表示用于該渦輪機械操作步驟的流程圖。在以下的說明中，“它”用于指CPU12。如圖15中所示，當轉速要被控制時，在步驟1上輸入預定速度。當轉速不要被控制時，它進行到步驟2。在步驟2上，由測量確定出進入流體量，如需要時還確定出入口及出口的壓力比，然后它進入步驟3。在步驟3上，使用等式(1)或(2)確定擴壓葉片角度，及在步驟4上對擴壓葉片角作調節。
如果必須控制轉速，則它進行到步驟5，檢驗是否產生出規定的壓力頭值，如果沒有，它再返回到步驟1。
圖16表示具有固定葉片型擴壓器的傳統渦輪機械與具有可變擴壓葉片的本發明在整體性能上的比較。可以看出，與傳統的渦輪機械相比較，本發明的渦輪機械可以直到低至阻斷流率時仍獲得穩定操作。
圖18至21表示葉片的構型，它包括由將翼型擴壓葉片相對切線方向定位在不同角度上形成的張口部分的尺寸，其用圓圈來表示。圖22至25相應于拱板型葉片的相對情況。其結果表明，張口的尺寸僅依賴于葉片的厚度，具所有不同類型的葉片在工作中近似地表現相同的性能，由此導致這樣的結論張口的尺寸不依賴于葉片的形狀。
圖17表示在與圖6中所示者相似的另一渦輪機械實施例中的控制方法，因此將省略對渦輪機械本身的解釋。在此實施例中，利用調節入口流率來控制葉片角度從而調節在葉片之間形成的張口尺寸。獲得圖17中相關性的方法與前面提出的相同。
在圖17中，標稱化的入口面積、即在圖7至11及圖18至25中所示的入口半徑rv處的入口面積2πrvb2與葉片之間張口的比，被畫成相對標稱化流率的函數，標稱化流率即為流率Q與設計流率Qd之比。該結果幾乎是線性的，且面積比僅依賴于葉片厚度，并發現對于不同形狀的葉片其相互關系是相同的。因此得出結論，即面積比與葉片形狀無關。使用圖17中所示的標稱化入口面積與標稱化流率之間的相互關系，就可以由流率Q確定擴壓葉片張口的尺寸。
圖26表示具有葉片的擴壓機中在給定擴壓葉片角度時各速度矢量的分布(實線示)，及無葉片擴壓機中的各速度矢量分布(虛線示)。速度矢量包括從擴壓機入口(渦輪出口)到擴壓機出口的絕對流速的矢量，徑向及圓周速度分量的矢量。
在擴壓機入口處，其徑向速度矢量相對小，因為在該方向上流率低，而在無葉片擴壓機的情況下，其徑向速度分量的幅值一直到擴壓機出口均以擴壓機半徑比例縮小。這些速度在圖17中以虛線表示。應該指出，圖17是基于平均速度，未表示出反向流，但在實際情況下，因為存在邊界層，接近壁表面的流遭到流的分離，故可能產生反向流。
當來自渦輪的出口流到達在擴壓葉片間形成的張口區域時，流通道變窄，流根據圖17中所示的標稱化入口面積被加速，使流的角度變大。這些速度分量的速度矢量用實線表示，它們幾乎垂直于流的通路，它們的幅值由質量流的守衡定律來確定。
如圖17中清楚地表示的，徑向速度分量的速度矢量被加速成擴壓器入口部分上速度矢量的數倍，這是因為流通道(張口)尺寸的減少形成的。結果是，使在低流速時消除不穩定流的問題成為可能。
此外，由于擴壓葉片角度及張口的尺寸可同時地變化，就可以甚至更有效地抑制擴壓器中低流率時的反向流，以使泵系統擺脫壓力波動地工作。通過采用這種控制方法，甚至在流率低于設計流率時壓縮機也工作得十分有效，以使得徑向速度分量不會變為負值，則不會遭到過大的損耗并避免了不穩定。
圖27表示具有可調節擴壓葉片的渦輪機械應用的另一實施例。壓縮機在其主機體或有關部件上沒有各種傳感器，例如用于檢測電動機輸入電流的電流表S1；用于渦輪軸的轉矩傳感器S2及轉速傳感器S3；設置在入口管1上用于檢測入口壓力的入口壓力傳感器S4；及設在出口管1上的傳感器S5至S7，用于分別檢測出口壓力，流體速度及流溫度；入口溫度傳感器S8，用于測量入口溫度；冷卻器溫度傳感器S9及S10，用于確定氣體冷卻器13的入口及出口之間的溫度差；噪音傳感器S11；及閥開度傳感器S12。這些傳感器S1至S12在工作上與傳感器接口14相連接，通過該接口傳感器輸出信號被輸入到CPU12中。
在該實施例的渦輪機械中，用于控制擴壓葉片角度的方法是基于確定某些相對入口流率具有函數關系的操作系數，并直接地或間接地在這些操作參數及擴壓葉片角度之間建立相關性。具有各種操作參數可供使用，以下將較詳細地討論它們中的每一個。
(1)電力驅動的輸入電流如果壓縮機是用電力驅動器驅動時，相對入口流率的操作參數可以是驅動的輸入電流，它提供了對入口流率的合理測量。驅動功率L由下式給出L＝ηm·ηp·V·A＝ρ·g·H·Q/η式中ηm是驅動器效率；ηp是驅動功率因數；V是驅動器輸入電壓；A是驅動器輸入電流；ρ是流體密度；H是壓力頭值；Q是入口流率；及η是被驅動裝置的效率。因此可以看出，驅動電流是入口流率的一個參數。但是，應該指出，使用這個關系是有極限的，因為被驅動裝置的效率隨流率的下降而減小，且驅動輸入功率是依賴流體密度及壓力頭值的一個變量。
(2)電力驅動的轉速驅動功率L由下式給出L＝T·ω式中T是轉矩值；及ω是角速度。于是通過測量驅動速度及產生的轉矩，就可能在一定程度上估算出輸入流率。如果驅動的轉速是恒定的，則僅需要確定轉矩。
(3)入口壓力流過管的流率Q由下式給出Q＝A·v＝A·(ρ·(Pt－Ps/2)1/2式中A是管的橫截面積；v是管中的平均流率；Pt是總壓力；及Ps是靜壓力。如果在入口側的壓力是大氣壓，總壓可被作成恒定，故如果能求得靜壓力，則能獲得入口流率，因此，通過測量在壓縮機入口結構部分的靜壓力，可以合理地獲得關于入口流率的數據。在此情況下，必須通過消除在低流率時由渦輪引起的反向流來精確地測量入口流的靜壓力。
(4)出口壓力可以測量出口壓力來估算入口流率。如果流體是不可壓縮的，則出口流率等于入口流率，但是如果流體是可壓縮的，則必須用某些方法來確定流體密度。
(5)管中的流速管中的流速類似于入口壓力可被測量以提供用于入口流率的某些數據。可以使用諸如熱線式速度傳感器，激光速度傳感器及超聲速度傳感器的方法來進行速度的測量。
(6)入口/出口溫度對于壓縮機，入口及出口溫度之間的差可以根據工作狀況而變化。圖28表示在溫度差及流率系數之間具有某些相關性。對于壓縮機，溫度差可提供工作系數(參見圖29)，但是流率也表現類似的特性，因此測量這樣一種參數可提供關于入口流率的數據。圖28中所示的結果是在兩種不同的轉速N1，N2之下獲得的。
(7)氣體冷卻水中的溫度差當使用氣體冷卻器冷卻在壓縮機中產生的熱時，熱交換量由下式給出L＝(T1－T2)·Cp·W式中T1是氣體冷卻器入口處的流溫度；T2是氣體冷卻器出口處的流溫度；Cp是氣體的比熱；及W是流率。由壓縮機產生的熱依賴于入口流率，因此，通過測量冷卻介質的溫度差可以獲得關于入口流率的某些數據。
(8)噪音效應在壓縮機中產生的噪音或相應斯特羅-赫爾(Straw-Hull)數的流率也可提供關于流率的某些數據。
(9)閥開度安裝在壓縮機上的被驅動裝置的入口或出口閥的開度與流率有關，因此可以通過測量閥開度得到相對流率的相關數據。
圖30表示用于具有可調節擴壓葉片的渦輪機械實施例操作步驟的流程圖。在以下說明中，“它”用于指CPU12。在步驟1上，選擇渦輪2的轉速以使得不超過規定的速度。在步驟2上，由諸如渦輪2的轉速N、所需流率Q及壓力頭值H這樣的參數確定適于入口導向葉片的合適葉片角α。在步驟3上，測量操作參數，及在步驟4上，由前面提出的方程式確定擴壓葉片角度。在步驟5上，通過對控制器及致動器的操作來控制入口導向葉片角。在步驟6上，它檢驗壓力頭值H是否合適，并當它可被接收時，則繼續進行操作。但是，當壓力頭值H不能被接收時，則在步驟7上，它檢驗與規定相比較壓力頭值H是否過大或過小。如果壓力頭值過小，在步驟8上調節入口導向葉片6的角度。
接著，在步驟9上，檢驗入口導向葉片角是否處于下限。如果確定為“否”，它返回到步驟3以重復其后的步驟。如果確定為“是”，在步驟10上檢驗轉速，以確定其是否處于極限，并當該確定為“是”時，繼續進行操作。如果確定為“否”，則在步驟11上，使轉速增加預定數量，并且它返回到步驟3以重復其后的步驟。
如果在步驟7上，壓力頭值H大于規定值，則在步驟12上增加入口導向葉片的角度。然后，在步驟13上，檢驗該入口導向葉片的角度是否處于極限，并如果當該確定為“否”時，它返回到步驟3以重復其后的步驟。如果該確定為“是”，在步驟14上使轉速降低一預定數量，并且它返回到步驟3以重復其后的步驟。
權利要求
1.具有擴壓葉片的渦輪機械，它包括流檢測裝置，用于確定所述渦輪機械的入口流率；及控制裝置，用于在所述入口流率及所述葉片角度的基礎上根據下列方程式控制所述擴壓葉片的角度α＝arctan(Q/(K1N－K2Q))式中α是擴壓葉片的角度；Q是入口流率；N是渦輪的轉速；及K1和K2是由下列式子分別給出的常數K1＝(πD2)2σb2BK2＝Cotβ2式中，D2是渦輪出口直徑；σ是滑動系數；b2是渦輪出口寬度；B是阻塞系數；及β2是從切線方向測量的渦輪葉片出口角度。
2.具有擴壓葉片的渦輪機械，它包括檢測裝置，用于確定所述渦輪機械的入口流率及轉速；及控制裝置，用于在所述入口流率、由所述檢測裝置確定的所述轉速的基礎上根據下列方程式控制所述擴壓葉片的角度α＝arctan(Q/(K1N－K2Q))式中α是擴壓葉片的角度；Q是入口流率；N是渦輪的轉速；及K1和K2是由下列式子分別給出的常數K1＝(πD2)2σb2BK2＝cotβ2式中，D2是渦輪的出口直徑；σ是滑動系數；b2是渦輪出口寬度；B時阻塞系數；及β2是從切線方向測量的渦輪葉片出口角度。
3.具有擴壓葉片的渦輪機械，它包括用于確定入口流率的檢測裝置及用于確定所述渦輪機械入口壓力與出口壓力的壓力比的檢測裝置；及控制裝置，用于在所述入口流率及由所述檢測裝置確定的所述壓力比的基礎上根據下列方程控制所述擴壓葉片的角度α＝arctan((1/Pr)1/KQ/(K1N－(1/Pr)1/KK2Q))式中α是所述擴壓葉片的角度；Q是流率；Pr是所述渦輪機械的入口及出口處壓力之比；N是渦輪每分鐘的轉速；K是流體的比熱系數；及K1和K2分別表達為以下常數K1＝(πD2)2σb2B及K2＝cotβ2式中σ是滑動系數；β2是從切線方向測量的渦輪葉片出口角度；D2是所述渦輪的出口直徑；b2是所述渦輪的出口寬度；及B是阻塞系數。
4.具有擴壓葉片的渦輪機械，它包括用于確定入口流率的檢測裝置；用于確定所述渦輪機械的轉速及入口壓力與出口壓力的壓力比的檢測裝置；及控制裝置，用于在所述入口流率、由所述檢測裝置確定的所述轉速及所述壓力比的基礎上根據下列方程式控制所述擴壓葉片的角度α＝arctan((1/Pr)1/KQ/(K1N－(1/Pr)1/KK2Q))式中α是所述擴壓葉片的角度；Q是流率；Pr是所述渦輪機械的入口及出口處的壓力比；N是渦輪每分鐘的轉速；K是流體的比熱系數；及K1和K2分別表達為以下常數K1＝(πD2)2σb2BK2＝cotβ2式中σ是滑動系數；β2是從切線方向測量的渦輪葉片出口角度；D2是所述渦輪的出口直徑；b2是所述渦輪的出口寬度；及B是阻塞系數。
5.根據權利要求1至4中一項的渦輪機械，其中所述阻塞系數被給定為入口流率的函數。
6.根據權利要求5所述的渦輪機械，其中所述阻塞系數是入口流率的線性函數。
7.具有擴壓葉片的渦輪機械，它包括檢測裝置，用于確定所述渦輪機械的入口流率；及控制裝置，用于根據所述流率及所述入口流率和張口尺寸之間的預定關系，來對由相鄰擴壓葉片形成的張口尺寸進行控制。
8.具有擴壓葉片的渦輪機械，它包括用于確定所述渦輪機械的入口流率的檢測裝置；用于確定所述渦輪機械的入口壓力與出口壓力的壓力比的檢測裝置；及控制裝置，用于在由所述檢測裝置檢測的所述入口流量及所述壓力比的基礎上，根據所述入口流率、所述壓力比及由相鄰擴壓葉片形成的張口的所述尺寸之間的預定關系來控制引鄰擴壓葉片形成的張口尺寸。
9.具有擴壓葉片的渦輪機械，它包括用于確定流信所述渦輪機械的入口流率及所述渦輪機械轉速的檢測裝置；用于確定所述渦輪機械的入口壓力與出口壓力的壓力比的檢測裝置；及控制裝置，用于在由所述檢測裝置確定的所述入口流量、轉速及所述壓力比的基礎上，對所述擴壓葉片的角度及由相鄰擴壓葉片形成的張口尺寸同時進行控制。
10.根據權利要求1至9中一項的渦輪機械，其中所述控制裝置在從最大流率到阻斷流率的范圍中對流率提供控制。
11.根據權利要求1至10中一項的渦輪機械，其中所述用于確定入口流速的檢測裝置在與渦輪機械或用于所述渦輪機械的驅動源相關的操作參數的基礎上確定所述入口流率的值。
12.具有多個可變角度擴壓葉片的流體輸送泵，每個所述擴壓葉片可轉動地設在一轉軸上，以便調節多個可變角度擴壓葉片的角度，其中擴壓葉片的長度尺寸等于或不小于由葉片安裝位置處半徑確定的圓周尺寸被所述泵中所設擴壓葉片數目所除而獲得的值，及所述多個可變角度的擴壓葉片是可圍繞所述圓周長度尺寸切線地布置的，以使得一個葉片的前緣重疊在一個相鄰葉片的后緣上。
13.根據權利要求12所述的流體輸送泵，其中多個轉軸被沿圓周地布置在由所述泵設有的渦輪的半徑乘以1.08至1.65確定的半徑位置上。
14.根據權利要求12或13中一項的流體輸送泵，其中所述前緣與所述轉軸相隔的距離不小于所述擴壓葉片整個長度尺寸的20％且不大于該整個長度尺寸的50％。
15.具有多個可變角度擴壓葉片的流體輸送泵，每個所述擴壓葉片可轉動地設在一轉軸上，以便能調節多個可變角度擴壓葉片的角度，其中每個擴壓葉片的長度尺寸基于待由所述泵傳輸的最小流率來確定。
16.根據權利要求15所述的流體輸送泵，其中所述長度尺寸是根據由定位在最小葉片角度上的相鄰擴壓葉片形成的張口尺寸與定位在適合所述泵的設計流率的葉片角度上的相鄰擴壓葉片形成的張口尺寸的比例來確定的。
全文摘要
以離心式泵的使用對具有可變角度擴壓葉片的渦輪機作出了說明。通過使用可在寬廣范圍的葉片角度上調節以提供相鄰葉片之間可變張口尺寸的可調節角度擴壓葉片，提高了擴壓機的性能。所述泵系統比傳統泵系統具有在寬流率上增寬的工作范圍，并尤其在低流率范圍中有效，在此范圍中現有的擴壓葉片結構會導致系統內的壓力波動問題。給出了具體的例子及公式以說明對于渦輪機械的一組給定工作條件選擇葉片角度的計算方法。
文檔編號F04D29/46GK1132828SQ9512114
公開日1996年10月9日 申請日期1995年12月28日 優先權日1994年12月28日
發明者原田英臣, 西脅俊朗, 武井和生 申請人:株式會社荏原制作所