涡轮机械、用于涡轮机械的平衡系统和方法与流程

本说明书中所公开主题的实施例与用于涡轮机械的平衡系统和平衡方法以及使用它们的涡轮机械相对应。

背景技术：

涡轮机械(turbomachines)例如压缩机(compressors)、泵(pumps)、涡轮(turbines)和膨胀机(expanders)当在其操作期间旋转时产生轴向力(axialforces)。

推力轴承(thrustbearings)用在涡轮机械中以抵消所述轴向力。可以使用平衡系统来减少轴承所承受的推力。典型类型的平衡系统是所谓的“平衡鼓(balancedrum)”。它是固定到转子轴一端例如压缩机的圆筒(cylinder)，例如图1中示意性示出的圆筒，其中所述压缩机的平衡系统标记为100，所述轴标记为110，所述圆筒标记为120，并且其中设有密封环(sealingring)130，所述密封环固定到压缩机壳体的内壁140并且围绕圆筒120布置，使得圆筒120可以围绕旋转轴线a旋转。在压缩机操作期间，圆筒120的内侧(图1中的左侧)暴露于例如压缩机的排气压强(dischargepressure)下并且第一轴向力f1施加在圆筒120上；圆筒120的外侧(图1中的右侧)暴露于例如压缩机的吸入压强下，并且第二轴向力f2施加在圆筒120上。在压缩机操作期间，由于工作流体作用于旋转部件例如压缩机转子叶轮(图1中未示出)上，因此所述轴将承受轴向力；如果不使用平衡系统，所述轴的轴向力完全由推力轴承(图1中未示出)承受。在图1中，所述轴的轴向力f3被来自上述第一轴向力f1和上述第二轴向力f2的净轴向力抵消。

图2示出类似于图1所示系统100的系统200，其中圆筒220在例如压缩机转子轴210的中间位置处固定到所述轴；其中还设有密封环230，所述密封环230固定到压缩机壳体的内壁240并且围绕圆筒220布置，使得圆筒120可以围绕旋转轴线a旋转。系统200用于例如分离压缩机的两级并且抵消由于工作流体作用于压缩机转子的旋转部件(图2中未示出)上而作用在轴210上的轴向力。

如图1和图2所示，圆筒120/220与密封环130/230之间存在间隙c。

通常，间隙c保持较小，以避免工作流体在涡轮机械操作期间通过间隙从圆筒的一侧(例如在排气压强下)过度泄漏到圆筒的另一侧(例如在吸入压强下)。但是，在组装涡轮机械时以及在涡轮机械操作期间，间隙c不设置成过小以避免圆筒与密封环之间发生机械干扰。

应注意，在涡轮机械操作期间，“平衡鼓”的圆筒例如图1和图2中所示的圆筒可能由于涡轮机械内部流体的压强、涡轮机械部件的受热、涡轮机械转子的旋转而改变其位置和/或其形状和/或其尺寸。由于可能发生所述改变，导致在涡轮机械中使用具有相当大间隙的平衡系统(参见图1和图2)。

期望具有用于涡轮机械的平衡系统能够在涡轮机械操作期间的任何时间提供泄漏小、机械干扰风险小的良好平衡作用。

技术实现要素：

本说明书中所公开主题的第一实施例涉及一种用于涡轮机械的平衡系统。

本说明书中所公开主题的第二实施例涉及一种平衡涡轮机械中的轴向推力的方法。

本说明书中所公开主题的第三实施例涉及一种涡轮机械。

本公开还提供以下多个技术方案。

技术方案1：一种用于涡轮机械的平衡系统，所述涡轮机械具有转子和定子，所述平衡系统包括：

安装在所述转子上的平衡体(balancingbody)；

安装在所述定子上的密封环；

其中所述密封环围绕所述平衡体的至少一部分布置，使得所述平衡体能够围绕纵向延伸穿过所述平衡体的旋转轴线旋转；

所述平衡系统进一步包括调节器(adjuster)，所述调节器配置成在所述涡轮机械的操作期间改变所述密封环的轴向位置，使得能够在所述涡轮机械的所述操作期间调节所述平衡体与所述密封环之间的间隙(clearance)。

技术方案2：根据技术方案1所述的平衡系统，其中所述密封环(330)的内表面是平截头体形(frustumshape)。

技术方案3：根据技术方案1或2所述的平衡系统，其中所述平衡体的所述至少一部分的外表面是平截头体形。

技术方案4：根据技术方案1或2或3所述的平衡系统，包括控制单元，所述控制单元布置成控制装置以便调节所述间隙。

技术方案5：根据技术方案4所述的平衡系统，其中所述控制单元布置成执行开环控制或闭环控制。

技术方案6：根据前述技术方案1到5中的任一个所述的平衡系统，其中所述装置包括执行器(actuator)，所述执行器为电动型的或磁性型的或液压型的或气动型的。

技术方案7：根据前述技术方案1到6中的任一个所述的平衡系统，其中所述平衡体具有第一表面和第二表面，其中所述平衡体布置成使得处于第一压强下的流体在所述第一表面上施加力并且沿第一方向轴向推动所述平衡体，并且处于第二压强下的流体在所述第二表面上施加力并且沿第二方向轴向推动所述平衡体，所述第二方向与所述第一方向相反。

技术方案8：一种涡轮机械，包括根据前述技术方案1到7中的任一个所述的平衡系统，其中所述平衡体固定到所述涡轮机械的轴。

技术方案9：一种平衡涡轮机械中的轴向推力的方法，其中所述涡轮机械包括转子、定子、平衡体和密封环，其中所述平衡体固定到所述涡轮机械的所述转子的轴，其中所述密封环固定到所述涡轮机械的所述定子，其中所述密封环围绕所述平衡体的至少一部分布置，使得所述平衡体能够围绕旋转轴线旋转，其中所述方法包括以下步骤：

a)启动所述涡轮机械，

b)在所述平衡体的第一侧上以第一压强对流体加压，

c)在所述平衡体的第二侧上以第二压强对流体加压，

以及之后，在所述涡轮机械的操作期间：

d)改变所述密封环的轴向位置，从而调节所述平衡体与所述密封环之间的间隙。

技术方案10：根据技术方案9所述的方法，其中所述步骤d)在所述涡轮机械的操作期间重复，优选地周期性地重复。

技术方案11：根据技术方案9或10所述的方法，其中所述步骤d)通过以下执行器中的一者来执行：

电动执行器(electricactuator)，

磁性执行器(magneticactuator)，

液压执行器(hydraulicactuator)，

气动执行器(pneumaticactuator)。

技术方案12：根据技术方案9或10或11所述的方法，其中所述步骤d在手动控制或自动控制下进行，确切地说，在开环控制或闭环控制下进行。

技术方案13：根据技术方案12所述的方法，其中所述自动控制包括首先测量以下参数中的一者或多者：

所述涡轮机械的入口压强，

所述涡轮机械的出口压强，

所述涡轮机械的入口温度，

所述涡轮机械的出口温度，

所述涡轮机械的旋转速度，

所述涡轮机械区域的温度，

所述密封环区域的温度，

所述平衡体区域的温度，

所述平衡体与所述密封环之间的间隙中的流体流量，

所述平衡体与所述密封环之间的间隙的尺寸，

所述涡轮机械的轴承上的轴向推力；

并且所述方法之后基于所述参数中的一者或多者计算轴向位置。

技术方案14：根据前述技术方案9到13中的任一个所述的方法，其中所述密封环的所述轴向位置在所述涡轮机械关闭或跳闸(tripping)之前复位到初始位置。

附图说明

附图包括在本说明书内并构成本说明书的组成部分，其中示出本发明的示例性实施例，并且与具体实施方式部分一起解释这些实施例。在附图中：

图1示意性示出根据现有技术的第一平衡系统，

图2示意性示出根据现有技术的第二平衡系统，

图3示意性示出平衡系统的第一实施例，

图4示意性示出平衡系统的第二实施例，

图5a示意性并且局部示出在平衡体和密封环这两者与内壁对准的条件下的图3所示平衡系统，

图5b示意性并且局部示出在密封环与内壁对准并且平衡体相对于密封环和内壁这两者错位的条件下的图3所示的平衡系统，

图5c示意性并且局部示出在平衡体和密封环彼此对准但是相对于内壁错位的条件下的图3所示平衡系统，

图6a示意性并且局部示出在平衡体和密封环这两者与内壁对准的条件下的图3所示平衡系统，

图6b示意性并且局部示出在平衡体和内壁之间彼此对准但是相对于密封环错位的条件下的图3所示平衡系统，

图7示意性并且局部示出具有一些额外部件的图3所示平衡系统，

图8在很大程度上示意性地示出涡轮机械的实施例，并且

图9示出平衡方法的实施例的流程图。

具体实施方式

以下说明将参照附图对示例性实施例进行说明。

以下说明并不限制本发明。相反，本发明的范围由随附的权利要求书限定。

整个说明书中提及的“一个实施例”或“实施例”是指结合某个实施例所描述的特定特征、结构或者特性包括在所公开主题的至少一个实施例中。因此，说明书全文中不同地方出现的短语“在一个实施例中”或“在实施例中”并不一定是指相同的实施例。此外，所述特定特征、结构或特性可以以任何适当方式组合成一个或多个实施例。

在根据现有技术的“平衡鼓”型平衡系统中，其圆筒与其密封环之间间隙的尺寸源于组装容易性和泄漏(操作期间)与机械干扰风险(操作期间)之间的折衷。实际上，易于组装的要求导致选择大间隙尺寸，低泄漏要求导致选择小间隙尺寸，并且低风险要求导致选择大间隙尺寸。

已经设想一种用于涡轮机械的新型平衡系统，其中平衡系统的平衡体与平衡系统的密封环之间间隙的尺寸可以在涡轮机械操作期间改变。例如，组装时的间隙可能较大，因为没有泄漏；当涡轮机械操作但不旋转时的间隙可能较小，因为没有干扰的风险；并且当涡轮机械操作并且旋转时的间隙可能中等，以考虑到泄漏和干扰；因此，在涡轮机械操作期间，间隙减小或增加。

优选地，间隙尺寸根据涡轮机械的操作条件调节，例如其旋转速度和/或其工作温度和/或其一个或多个操作参数的压强值(例如其吸入压强和/或其排气压强)。当操作条件改变(例如其旋转速度和/或其工作温度和/或其操作压强改变)时，可以改变间隙尺寸。

凭借所述新型平衡系统，由于间隙尺寸可以改变，因此间隙尺寸可以在任何时间具有其最佳值，因而不需要上述折衷，即选择唯一的折衷值(compromisevalue)。

为了易于改变间隙尺寸，平衡系统的平衡体与平衡体的密封环均优选为平截头体形状(frustumshape)；因此，通过改变密封环的轴向位置来改变间隙，参见例如图5。因此，如果出于任何原因，平衡体改变其位置和/或其形状和/或尺寸，则可以根据需要或预期通过改变密封环的轴向位置来保持间隙恒定。

在附图中，可以称为“平衡鼓”的平衡体是圆锥平截头体形状；但是，这仅是示例性形状。

图3示出安装到涡轮机械的轴310的一端的平衡系统300，涡轮机械例如为压缩机、泵、涡轮或膨胀机。轴310是布置成围绕旋转轴线a旋转的涡轮机械转子的一部分。

系统300大体上由平衡体320和密封环330组成。平衡体320固定到轴310的端位置。密封环330固定到压缩机壳体的内壁340，并且围绕平衡体320布置，使得平衡体320可以围绕旋转轴线a旋转，因此平衡体320的外表面323与密封环330的内表面333之间存在间隙c。表面323和表面333这两者均优选为平截头体形，更优选地为圆锥平截头体形；在后一种情况下，间隙尺寸是均匀的。

应注意，上述平衡体表面和密封环表面的形状是指平衡体和密封环的平均3d轮廓；例如，平均3d轮廓与圆锥平截头体形相对应的平衡体或密封环可以具有阶梯状轮廓(或另一轮廓)并且/或者可以包括表面凹槽或迷宫式密封件(或另一密封件)。

此外，平衡体或密封环可以具有平截头体形的表面以及不同形状例如圆锥形的一个或多个其他表面。

最后应注意，视具体情境而定，金字塔形可以等同于锥形(coneshape)，并且棱柱形可以等同于锥形。

平衡系统300包括用于改变密封环330的轴向位置的装置，所述装置可以称为“调节器(adjuster)”。所述装置在图3中示意性地图示成710；指向右侧的箭头表示能够将密封环330远离平衡体320移动，而指向左侧的箭头表示能够将密封环330逼近平衡体320移动。

借助装置/调节器710，可以通过改变密封环330的轴向位置来调节间隙c。这可以在任何时间，特别是在涡轮机械操作期间进行。

平衡体320具有第一表面321和第二表面322。表面321可以是平衡体320的第一轴向侧表面的一部分，例如平衡体320左侧的环形表面。表面322可以是平衡体320的第二轴向侧表面的一部分，例如平衡体320右侧的圆形表面。平衡系统300布置成使得在涡轮机械操作期间，处于第一压强p1下的第一流体在表面321上施加第一轴向力并且沿第一方向(inafirstsense)轴向推动平衡体320，并且处于第二压强p2下的第二流体在表面322上施加第二轴向力，并且沿第二方向轴向推动平衡体320；所述第二方向与所述第一方向相反；所述第一流体和所述第二流体可以是相同流体或不同流体。来自所述第一轴向力和所述第二轴向力的净轴向力用于抵消在操作期间由涡轮机械的工作流体施加在包括轴310的涡轮机转子上的轴向力。

图4示出与平衡系统300非常相似的另一涡轮机械平衡系统400；主要区别在于，平衡体在轴的中间位置处固定到涡轮机械的轴。图4示出属于涡轮机械转子的一部分的涡轮机械的轴410，涡轮机械例如为压缩机、泵、涡轮或膨胀机，它们布置成围绕旋转轴线a旋转。图4部分示出涡轮机械壳体的内壁440。平衡体400大体上由平衡体420和密封环430组成，两者之间存在间隙c。平衡系统400包括特别是在涡轮机械操作期间用于改变密封环430的轴向位置的装置/调节器710。平衡系统400布置成使得在涡轮机械操作期间，在第一压强p1下向平衡体420的第一轴向侧上施加第一轴向力的第一流体以及在第二压强p2下向平衡体420的第二轴向侧上施加第二轴向力的第二流体用于抵消由涡轮机械工作流体施加在包括轴410的转子上的轴向力。

应注意，在图3和图4中，平衡体的平截头体形状指向右侧，即朝向轴的端部。根据图3所示实施例的变型，平衡体的平截头体形状可以指向左侧，即朝向轴的中心。根据图4所示实施例的变型，所述平截头体形状可以指向左侧，即朝向轴的中心。对平衡系统实施例中的平衡体的定向的选择可以取决于例如当安装在涡轮机械中时其转子的动态特性。

图5a和图5b以及图5c示意性并且部分地示出处于三种不同条件下的图3所示平衡系统；涡轮机械转子正在旋转，因此轴310和平衡体320正在旋转，同时壁340和密封环330静止。图5a对应于平衡体320和密封环330与壁340完全轴向对准的条件；平衡体320与环330之间存在一定大小的间隙c。一段时间后，当涡轮机械转子旋转时，平衡体的位置由于任何原因例如涡轮机械部件受热而改变其位置。图5b例示出平衡体320的轴向位移的简单情况(在图中，平衡体320已经移动到左侧)；由于所述位移，如图5b所示的间隙c的尺寸增加。如果涡轮机械的操作要求间隙c具有上述特定尺寸，即图5a中所示的尺寸，则装置/调节器710可以使密封环330的轴向位置改变并且如图5c所示的恢复间隙c的原始尺寸。在此图中，所述位置改变是向左移动。

图6a和图6b示意性并且部分地示出处于两种不同条件下的图3所示平衡系统；涡轮机械转子正在旋转，因此轴310和平衡体320正在旋转，同时壁340和密封环330静止。图6a对应于平衡体320和密封环330与壁340完全轴向对准的条件；平衡体320与环330之间存在一定大小的间隙c。一段时间后，当涡轮机械转子旋转时，涡轮机械的一些操作条件已经改变，例如其旋转速度增大；例如，由于所述速度增大，平衡体的外部尺寸(略微)增大(由于离心力)。为了降低由于外部尺寸增大而引起的平衡体320与环330之间发生碰撞的风险，优选地恢复间隙c的原始尺寸，并且装置/调节器710可以引起密封环330的轴向位置相应改变，如图6b所示。在此图中，所述位置改变是向右移动。

也可能出于其他目的而需要调节间隙尺寸，例如：

减小由于涡轮机械轴(以及固定到所述轴的平衡体)振动引起的平衡体与密封环之间发生碰撞的风险，

调节推力轴承的残余推力(residualtrust)，例如出于稳定性或负载原因，

调节平衡系统及其平衡体的转子动态特性，

减少用于性能调整的再循环流量(如下文所述，间隙c中的流体流量可以对应于涡轮机械内的再循环流量)

图7示意性并且局部示出具有一些额外部件，确切地说，具有控制单元720的图3所示平衡系统。

装置/调节器710包括用于改变密封环330的轴向位置的至少一个执行器730。可以存在用于沿第一方向，例如根据图7中指向左侧的箭头移动环330的第一执行器，以及用于沿第二方向，例如根据图7中指向右侧的箭头移动环330的第二执行器。所述或每个执行器730可以是电执行器，例如电动机，或磁性执行器或液压执行器或气动执行器。所述或每个液压执行器或者所述或每个气动执行器所用的流体可以是涡轮机械中用于其他目的的流体，例如工作流体或润滑剂流体，或者专用于密封环移动的流体。

密封环330可以轴向滑动并且/或者围绕轴线a旋转。例如，密封环330可以具有外螺纹，所述外螺纹布置成与例如壁340的内螺纹配合；通过将密封环330转动通过执行器，可以调节其轴向位置。

控制单元720布置成控制装置/调节器710以便调节间隙c。通常，单元720是电子控制单元并且布置成例如从传感器和/或控制面板接收输入电信号并且向装置710，例如向所述或每个执行器730发送输出电信号。

控制单元720可以执行开环控制或闭环控制。

应注意，所有图均将平衡体和密封环图示成实心单件零件；但是，这只是因为这些图是简化图。通常，所述平衡体和/或密封环可以由组装在一起的若干个部分组成。通常，所述平衡体和/或密封环可以具有一个或多个内部空隙例如导管(conduits)，例如所谓的“分流孔(shunthole)”。

图8在很大程度上示意性地示出包括图3所示平衡系统300的涡轮机械1000的实施例。涡轮机械1000是压缩机；涡轮机械的替代实施例可以是泵、涡轮或膨胀机。

压缩机1000具有与轴310相关联的两个压缩级。平衡系统300固定到轴310的端位置。图8示出第一压缩机级的第一组件1010和第二压缩机级的第二组件1020。组件1010和1020以及轴310形成压缩机1000的转子。

当压缩机1000的转子旋转时，流动通过压缩机的工作流体作用在组件1010和1020上，并且轴向力施加在轴310上。平衡系统300布置成抵消所述轴向力。

下文将借助图3和图9描述用于涡轮机械的平衡方法的实施例。所述方法旨在通过平衡系统例如图3所示的平衡系统减小涡轮机械，例如图8所示压缩机的推力轴承所承受的轴向推力。

首先，涡轮机械例如压缩机与其平衡系统300组装在一起。在步骤901中，将密封环330设定到初始位置。

在步骤902中，启动压缩机，即，使其转子进入旋转运动。

在步骤903中，在平衡体320的第一侧上以第一压强p1对流体加压。所述流体可以是例如压缩机的工作流体，压强p1可以是压缩机的排气压强。或者，压强p1可以是涡轮机械的不同压强，例如压缩机的排气压强。

在步骤904中，在平衡体320的第二侧上以第二压强p2对流体加压。所述流体可以是例如压缩机的工作流体，并且压强p2可以是压缩机的吸入压强(suctionpressure)。或者，压强p2可以是涡轮机械的不同压强，例如压缩机的吸入压强。

例如，如果压强p1是压缩机的排气压强并且压强p2是压缩机的吸入压强，则平衡系统的间隙中的流体流量对应于压缩机内的再循环流量。

应注意，即便步骤904在步骤903之后描述，但是通常这两者可以在任何时间发生，例如同时或几乎同时发生，并且可以以任何顺序发生。

向平衡体的轴向侧表面施加压强的原因是产生能够抵消轴的轴向力的净压强轴向力。压力(pressureforce)与压强(pressure)和表面积之间的乘积相对应。考虑图3，第一力对应于压强p1和表面321的面积之间的乘积，第二力对应于压强p2和表面322的面积之间的乘积；这意味着压强p1和p2可以不同或相等，并且表面321和322的面积可以不同或相等。

之后，在所述涡轮机械的操作期间，在步骤907中，如果需要或必要，密封环330的轴向位置改变，从而调节间隙c。

可以在涡轮机械操作期间重复步骤907，优选地周期性地重复此步骤；这在图9中通过流程图中的环路示出。

在步骤907中，所述轴向位置改变可以通过适当地驱动执行器来实现，其中所述执行器可以是电动执行器，例如电动机，或磁性执行器或液压执行器或气动执行器。所述或每个液压执行器或者所述或每个气动执行器所用的流体可以是涡轮机械中用于其他目的的流体，例如工作流体或润滑剂流体，或者专用于密封环移动的流体。

所述轴向位置改变可以在手动控制或自动控制下进行，确切地说，在开环控制或闭环控制下进行。

图9的实施例实现自动控制，并且所述方法包括测量压缩机的一个或多个参数的步骤905以及基于所测得的一个或多个参数计算轴向位置的步骤906；然后在步骤907中使用在步骤906中计算的位置。

因此，上述环路提供按顺序执行的步骤905、906和907。

最后，在步骤908中，在涡轮机械关闭或跳闸之前将密封环330的轴向位置复位到初始位置。

在步骤905中测量的参数可以是以下参数中的一者或多者：

涡轮机械的入口压强，

涡轮机械的出口压强，

涡轮机械的入口温度，

涡轮机械的出口温度，

涡轮机械的旋转速度，

涡轮机械区域的温度，

密封环330区域的温度，

平衡体320区域的温度，

间隙c中的流体流，

间隙c的尺寸

涡轮机械轴承上的(残余)轴向推力。

上述参数中的一些参数提供关于轴承系统操作的直接指示；这些参数是涡轮机械推力轴承上的残余轴向推力、间隙中的流体流量以及间隙大小。所述轴向推力可以例如通过与推力轴承相关联的测力传感器(loadcell)测量。所述间隙流体流量可以例如通过与一个或多个管线相关联的流量计来测量，所述一个或多个管线将一种或多种加压流体供给到轴承系统的侧面。所述间隙尺寸可以例如通过与密封环相关联的测距仪(distancemeter)测量；或者，如果控制方法的实施例仅需要安全检查，例如使间隙尺寸不低于或超过某个极限，则可以使用与密封环相关联的接近传感器(proximitysensor)。

或者，可以通过基于涡轮机械操作参数例如以下参数子集的公式来估计涡轮机械推力轴承上的残余轴向推力、间隙中的流体流量以及间隙尺寸：涡轮机械入口压强、涡轮机械出口压强、涡轮机械入口温度、涡轮机械出口温度、涡轮机械旋转速度、涡轮机械区域的温度、密封环区域的温度、平衡体区域的温度。

可以实施若干种控制策略；下文将简要介绍三种策略；其他策略是可能的。

根据第一控制策略，将密封环的位置控制成使得间隙尺寸保持在特定值或特定值范围内。

根据第二控制策略，将密封环的位置控制成使得间隙流体流量保持在特定值或特定值范围内。

根据第三控制策略，将密封环的位置控制成使得残余推力保持在特定值或特定值范围内。

上述值和值范围可以根据涡轮机械的操作条件而改变，所述操作条件例如根据涡轮机械的一个或多个操作参数而确定。