用于离心式压缩机的控制系统和方法与流程

离心式压缩机用于经由制冷剂回路在制冷机中循环制冷剂。离心式压缩机在达到称之为喘振的条件之前高效地运行.然而，在喘振期间，压缩机为了给定的压缩比而经受过低的流速，并可能经受回流。

在一个示例性的压缩机中，叶轮由磁轴承支撑在转子轴上。由磁轴承控制系统所检测到的振动已被用于检测由失速和喘振条件所引起的的流体不稳定性。这些振动已习惯于通过调节入口导向叶片来调节通过叶轮的流动.

在另一示例中，压力在叶轮任一侧处被测量。在给定的运行条件下不期望的压力波动显示了流动的不稳定性，这会产生轴的不稳定性.在该示例中，通过调节可变几何形状的扩压器的位置以恢复流动的稳定性。

技术实现要素：

本发明涉及用于离心式压缩机的控制系统和方法.该系统例如包括控制器，所述控制器构造成控制(1)流动调节器和(2)轴的速度中的至少一个的调节，以提供安全、高效的压缩机的运行。

前面段落的实施例、示例和可替代方案、权利要求或包括它们各个方面的任何方面或各自单独的特征的以下的描述和附图能够被单独地选取或以任意组合方式选取。所描述的与一个实施例相关的特征可适用于所有实施例，除非这些特征不相容。

附图说明

附图可简要描述如下：

图1是制冷剂压缩机的高度示意性视图；

图2A是从图1中沿着线2-2的视图，并且示出沿着基准轴线所定位的轴；

图2B是沿着线2-2的视图，并且示出了在下限处的轴；

图2C是沿线2-2的视图，并且示出了在上限处的轴；

图3是示出了示例性方法的流程图；

图4图解地示出了在保持阀的位置的同时进行的速度的调节；

图5图解地示出了在保持速度的同时进行的阀的位置的调节；

图6A图解地示出了在保持速度的同时进行的一系列的阀的位置的调节；

图6B图解地示出了一系列的阀的位置的调节，其中之一是通过速度调节来获得的.

具体实施方式

图1示出了用于循环制冷剂的离心式制冷剂压缩机10(“压缩机10”).压缩机10在于2013年12月4日所提出的美国共同未决申请No.14/096395中进行更详细地描述，其全部内容通过引用而结合于此。本发明不限于在图1中所示的压缩机10的所有细节，本发明也不是限定于在美国申请No.14/096395中描述的压缩机10.相反，图1和美国申请No.14/096395描述并且示出在本发明的范围内的压缩机的一个示例。

如上所述，压缩机10是制冷剂压缩机。示例性的制冷剂包括化学制冷剂、例如R-134a等。进一步地，压缩机10能够与制冷回路L流体连通.制冷回路L已知地包括蒸发器11、膨胀装置13和冷凝器15.

该压缩机10包括壳体12，所述壳体包围电动机14.壳体12可包括一个或多个部件.电动机14可旋转地驱动至少一个叶轮来压缩制冷剂。电动机14可以由变频驱动器来驱动。压缩机10包括第一叶轮16和第二叶轮18，它们中的每一个经由轴19连接到电动机14。虽然示出两个叶轮，但是本发明还扩大到具有额外叶轮或更少叶轮的压缩机.

轴19由轴承组件B可旋转地支撑，所述轴承组件在该示例中是磁轴承组件.轴承组件B包括轴承电源和构造成确定轴19的位置的感测元件.在一示例中，感测元件包括构造成测量从所述轴承电源提供到磁轴承的电流的电流传感器.

在一些运行条件下，轴19的中心线19C与基准轴线A_REF同轴.在其它条件下、例如在压缩机10接近喘振时，中心线19C偏离基准轴线A_REF.正如将在下面描述的，轴承组件B构造成感测该偏离并且将中心线19C的位置报告至控制器C。控制器C可以是包括存储器、硬件和软件的任何已知类型的控制器。控制器C构造成存储指令并且将指令提供给压缩机10的各个组件(包括电动机14和轴承组件B).控制器C可以由一个或更多个组件来提供.

壳体12形成了主制冷剂流动路径F。特别地，壳体12形成了用于主制冷剂流动路径F的外边界.第一制冷剂流或主制冷剂流构造成沿着在压缩机入口20和压缩机出口22之间的主制冷剂流动路径F流动.在该示例中，在压缩机入口20处没有设置入口导向叶片。缺少入口导向叶片减少了压缩机10中的在长时间使用之后可能需要维护和/或更换的机械部件的数量.

在图1中从左到右，主制冷剂流动路径F开始于压缩机入口20，在压缩机入口处，朝着第一叶轮16吸引制冷剂。第一叶轮16设置在主制冷剂流动路径F中并且相对于主制冷剂流动路径F布置在第二叶轮18的上游.第一叶轮16包括轴向地、大体上平行于基准轴线A_REF布置的入口16I和径向地、大体上垂直于基准轴线A_REF布置的出口16O.

在该示例中，第一扩压器24位于出口16O的紧下游。第一扩压器24包括多个叶片24V。在该示例中，叶片24V是固定叶片。即，在压缩机10运行期间，叶片24V的相对定向是不可调的，并且在压缩机10运行期间，叶片24V之间所形成的流动路径是不可调的.尽管本发明不限于固定叶片的扩压器，但是使用固定叶片的扩压器具有降低压缩机10中的机械部件(其在使用一段时间后可能再次需要维修和/或更换)的数量的优点.此外，避免可变几何形状的扩压器可具有消除通常与可变几何形状的扩压器相关联的泄漏流的益处.

主制冷剂流动路径F在大体上径向远离基准轴线A_REF的方向上延伸通过第一扩压器24。接着，主制冷剂流动路径F在转换弯头25中偏转180°，并朝着第二叶轮18径向向内流动通过具有非涡旋叶片29的返回通道27。与第一叶轮16相同，第二叶轮18包括轴向定向的入口18I和径向定向出口18O.第二扩压器26布置在第二叶轮18的下游.在该示例中，第二扩压器26不包括固定叶片，但是，它可以包括叶片.出口蜗壳28设置在第二扩压器26的下游。出口蜗壳28大体上围绕基准轴线A_REF螺旋行进并导向至压缩机出口22。

在该示例中，压缩机10包括再循环流动路径R，所述再循环流动路径构造成将来自主制冷剂流动路径F的制冷剂的一部分(即，制冷剂的“第二流”)从第一位置30再循环到相对于所述主制冷剂流动路径F的第一位置30上游的第二位置32.正如在以下将讨论的，在该示例中，第一位置30在压缩机出口22附近，并且第二位置32设置在第一叶轮16的下游。然而在不脱离本发明的范围的情况下，第一位置30和第二位置32可设置在其它位置处.第一位置30的可替代的候选位置是转换弯头25或在返回通道27内的位置。第二位置32能够可替代地设置在第二扩压器26的入口处。

再循环流动路径R部分地由再循环管线34来提供。在该示例中，再循环管线34从出口蜗壳28抽出其制冷剂流，在该点处流体的流动没有涡流.这与在扩压器的出口处周向地抽出的制冷剂流相反，在那种情况下，由非涡旋叶片所分开多个通路需要维持用于通过再循环喷嘴46的流动的注入所要求的压力.在没有非涡旋叶片的情况下，由于再循环喷嘴46具有更小的半径，角动量守恒引起速度的增大和压力的降低.由于在再循环喷嘴46上的压差的降低，该静压的降低限制了再循环流动路径R。

再循环流动路径R.还包括流动调节器或阀36.在该示例中，流动调节器36设置在再循环管线34中在壳体12的外部。这允许很容易更换和安装流动调节器36。流动调节器36可以是构造成调节制冷剂的流动的任何类型的装置，所述装置包括机械阀、例如采用电气控制或气动控制的蝶阀、闸阀或球阀。流动调节器36可包含致动器，所述致动器响应于来自控制阀C的指示可操作地确定阀的位置。

再循环流动路径R开始在大体上垂直于基准轴线A_REF方向径向向外从第一位置30沿着主制冷剂流动路径F延伸到再循环管线34中的第一弯头38。再循环流动路径R接着从第一弯头38在图1中从右到左(并大体上平行于基准轴线A_REF)轴向地延伸至第二弯头40，在第二弯头处，所述再循环流动路径R接着朝着基准轴线A_REF径向地向内偏转.在该示例中，流动调节器36设置在再循环流动路径R中在第二弯头40的下游.虽然再循环流动路径R以具体的方式示出，但是再循环流动通道R能够以不同方式布置.

在流动调节器36的下游，再循环流动路径R在入口42处进入壳体12到再循环蜗壳44.但是，也可不需要再循环蜗壳44.在其它示例中，可以使用增压室.然而，当使用再循环蜗壳44时，在再循环管线34中的流体的速度(动能)在进入再循环蜗壳44时被保持，而在进入增压室时没有速度.因此，再循环蜗壳44形成更高效的流动再循环系统.

该再循环蜗壳44围绕基准轴线A_REF螺旋行进，并且与多个再循环喷嘴46连通.在再循环流动路径R内的制冷剂仅有在相邻叶片24V之间的再循环喷嘴46引入到主制冷剂流动路径F中.再循环喷嘴46和叶片24V的细节在美国申请No.14/096395中讨论，该美国申请再次通过引用而结合于此处.

流动调节器36能够可选择性地定位成响应于来自控制器C的指令而移除在主制冷剂流动路径F中的在第一位置30处的一部分制冷剂并经由再循环流动路径R将该移除部分的致冷剂返回注入(或重新引入)到主制冷剂流动路径F。.

来自再循环流动路径R的致冷剂的注入通过使下游元件(例如第一扩压器24、返回通道27、第二叶轮18和第二扩压器26)经受更接近于它们的最佳范围的制冷剂流而增加了压缩机10在部分负荷条件下的运行稳定性。反过来，这将压缩机10的高效运行范围扩大到更低的部分负荷运行条件，该部分负荷运行条件降低了喘振工况的可能性。此外，并且正如以上所述，压缩机10在不需要入口导向叶片或可变几何形状的扩压器的情况下可以做到这些，这增加了压缩机10的可靠性.

正如以上所述的，在一些运行条件期间，轴19的中心线19C围绕基准轴线A_REF旋转(图2A)。当轴19在这些条件下稳定时，压缩机10相对低效地运行.在大体上避免喘振时，压缩机10在其接近喘振时效率最高.在发生喘振之前，由于不稳定而在轴19中的波动能够以来自与轴承组件B相联的位置传感器的信号的形式观察到。

当压缩机10接近喘振时，轴19的中心线19C开始偏离基准轴线A_RRF.图2B-2C示出在低效的压缩机运行(与L1有关)和喘振(与L₂有关)之间的平衡。

在图2B中，轴19的中心线19C从基准轴线A_REF偏移第一距离L₁.该第一距离L₁在这里被称作下限L₁。在所述下限L₁处，轴19展示了围绕基准轴线A_REF的第一轨道O₁。

在图2C中，轴19的中心线19C从基准轴线A_REF间隔第二距离L₂.第二距离L₂在这里将被称作上限L₂。在所述上限L₂处，轴19展现了围绕基准轴线A_REF的比第一轨道O₁大的第二轨道O₂。虽然在此处提及了基准轴线A_REF和轴19的中心线19C，但是本发明扩展到以不同的方式、例如通过监测轴19的外表面的位置来监测轴19的位置的应用中.

当轴19的中心线19C在L₁和L₂之间的范围内时，压缩机10处于高效的且安全的运行范围内.即，在中心线19C相对于基准轴线S_REF以大于或等于L₁且小于或等于L₂的距离设置时.在L₁以下时，压缩机10低效地运行.在L₂以上时，压缩机可能经受喘振。

在一示例中，下限L₁和上限L₂是预先确定的数值，它们由控制器C存储和使用。下限L₁和上限L₂由实验测试和观察的结果来确定.此外，下限L₁和上限L₂可以在压缩机运行过程中根据需要且依赖于特定的应用来调节.在一些示例中，该下限L₁和上限L₂具有在零点几毫米的量级上的相对小的尺度。例如下限L₁可以是大约0.05毫米，并且上限L₂可以是大约0.1毫米。

图1示出了前径向磁轴承，其是轴承组件B的一部分且邻近于叶轮16，18。在轴承组件B内的其它磁轴承、例如后磁轴承可能用于监测轴19的位置.然而，前径向磁性轴承由于它很靠近叶轮而能够具有对叶轮16，18的运动更加敏感的优点。此外，本发明不限定于使用磁轴承来监测轴位置的压缩机。检测轴位置的其它方法也落入本发明的范围内.

在图3中示出了根据本发明的一个示例性的方法，在压缩机10运行期间，在附图标记50处监测轴19的位置.在本示例中，正如以上所述的，轴承组件B构造成在前径向磁轴承附近的点处监测轴19的中心线19C的位置.

轴承组件B将轴19的位置报告给控制器C。控制器C接着在附图标记52处确定中心线19C是否在L₁和L₂之间的范围内.如果轴19的位置是在接受的范围内时，控制器C继续监测轴19的位置。如果不是，在附图标记54处调节压缩机10的某些运行参数。通过使用轴承组件B监测轴位置并通过考虑到检测轴位置与进行压力测量完全不同，从而不需更额外的感测装置(例如压力传感器和接近传感器)。

图4至图6B示出了调节的各种示例，即调节流动调节器36和/或轴19的旋转速度.虽然此处参考了“速度”或“轴的速度”，应当理解的是，在轴19的旋转速度与叶轮16、18的旋转速度不同时，轴19的旋转速度成正比于叶轮16、18的旋转速度，并正比于电动机14的旋转速度。在一些情况下，该“速度”指的是“压缩机速度”.

图4至图6B包括压缩机10的若干示例性运行曲线，其示出压缩比(Y轴)与容量(X轴)。在图4至图6B中的每个曲线具有如虚线所示的代表低效的运行范围的部分56，其中轴19的中心线19C的位置可能低于L₁.该曲线还包括如实线所示的高效的运行范围58，其中，所述轴19的中心线19C可能在L₁和L₂之间的范围内.

图4示出了两个运行曲线C₁和C₂。在图4中，流动调节器36的位置保持恒定.在一个示例中，压缩机10可在高效的运行范围58内在点P₁处运行.由于制冷剂回路L中的一些条件、例如冷凝器15内的温度升高，该系统所需的压缩比可能增大。

压缩机10响应于增大的压缩比沿着曲线C₁从点P₁移动到点P₂。为了避免喘振，在轴19接近L₂时，轴19的旋转速度增大(例如，增大5％)，其使所述轴的运行曲线水平地移动到曲线C₂.该轴19的旋转速度的增大使压缩机10在点P₃处沿曲线C₂在高效的运行范围58内运行，从而提供了新的更高的压缩比.

另一种运行的调节在图5中示出。在图5中，轴19的旋转速度保持恒定.当在点P₁处运行时，压缩机10所需要的容量可能会降低。在这种情况下，流动调节器36相对于其在点P₁处的位置被打开。即，为了说明一个示例，在流动调节器36是在点P₁处具有30％的开度时，流动调节器36可能在点P₂处调节至具有35％的开度。

通过打开流动调节器36并保持恒定的轴的速度，压缩机10此时沿新的第二曲线C₂运行.在该示例中，压缩机10在点P₂处沿曲线C₂运行，其正如图5中所示的处于高效的运行范围58内。

图6A至图6B示出了其中压缩机的容量增大的示例.在一示例中，压缩机10最初在点P₁处沿曲线C₁运行。为了增大容量，流动调节器36相对于其在点P₁的位置关闭。通过该调整，压缩机10此时在点P₂处的新的第二曲线C₂运行。

为了进一步增大压缩机10的容量，同时保持轴速度恒定，所述流动调节器36相对于在点P₂的位置进一步关闭，使得压缩机在点P₃处沿着第三曲线C₃运行(图6A).如图所示，点P3低于L₁，并且因此在安全运行的同时，压缩机10相对低效地运行.

图6B示出了与图6A相同的运行的调节，然而，在图6B中，当从点P₂处增大容量时，轴的速度和流动调节器的位置均被调节.在图6B中，正如在图6A中的示例，流动调节器36相对于其P₂位置关闭，但是轴19的旋转速度也相对于其在点P₂处速度降低.通过这两个调节，压缩机10此时在点P₄处沿着第四曲线C₄运行。由于速度降低，曲线C₄相对于曲线C₃沿Y轴移动.通过关闭流动调节器36和降低速度的这种组合，压缩机10此时在高效的运行范围58内提供了增大的容量.

正如从上面可以看到的，在附图标记54处能够被调节的具体地所预期的运行参数包括打开和关闭流动调节器36和调节轴19的旋转速度.依赖于特定的情况，流动调节器36的调节可结合轴19的速度的调节(如在图6B中)。虽然已经在上面讨论了流动调节器的位置和轴的速度，但是本发明适用于能够被调节的其它运行参数.

尽管不同的示例具有在图中所示的具体的部件，但是本发明的实施例并不限于那些特定组合。还能够采用将来自这些示例中的一个的一些部件或特征与来自这些示例中的另一个的部件或特征组合起来.

本领域的普通技术人员应当理解的是，上述实施例是示例性和非限制性的。也就是说，本发明的改进将落入权利要求的范围内.因此，以下权利要求应该被考虑以确定它们的真实的范围和内容。