控制有进口导叶和转轮的涡轮机械的方法

专利名称：控制有进口导叶和转轮的涡轮机械的方法
技术领域：
本发明通常涉及用于流体泵，鼓风机和压缩机的离心式或混流式涡轮机械，特别是涉及控制有进口导叶和转轮的涡轮机械的方法。
背景技术：
当离心式或混流式泵在低于泵设计流量运转时，在泵的叶轮、扩散管和其它部位发生脱流现象，这就会降低泵的运行效率使其低于设计效率。为解决这些问题，设计人员已尝试利用可变角进口导叶和扩散管叶片来调节叶片使其适应流体流动特点。
本领域的参考的典型范例是日本的公开专利平4-18158；日本的公开专利平H4-18159；日本的待公开专利昭63-239398；日本的待公开专利昭63-230999；日本的待公开专利昭55-107097。
在上述方法中，为控制涡轮机械，主要通过调节扩散管叶片，即控制叶轮出口处的流动方向来改进工况，特别是避免低流量区的不稳定现象。这些是通过具有传统尺寸和构造的扩散管叶片的涡轮机械获得的。
然而，本发明人曾发展了一种具有新构造的扩散管叶片，并且发现在高于设计流量的更高流量区域，利用一种不同于传统的新的控制方法可获得涡轮机械的更好的性能。
在上述的传统技术中，为控制扩散管叶片角度适应泵的运行条件，就必须事先准确估计叶轮出口处的流动特点。而且，对于那些有进口导叶的泵，进口导叶每次被调节确定，叶轮出口处的流动特点会随导叶安装角度而改变。这样就必须事先知道每一个安装角度下的泵的工作特点。
在上述传统技术中，必须通过录对应于扩散管叶片的特定安装角度以及在试验获得的数据的基础上运行泵，来对每一个导叶角度进行测试。这种处理方法引出一个问题，就是控制技术复杂，并且既为设备又为控制项目的发展而需要很高的开支。还存在的问题是使系统自动运行于最优的叶片安装角度下，这需要很长的时间。
在一日本待公开专利平4-81598中阐述了一种计算叶轮出口流动角的方法，但这种方法有许多缺点，如它包括许多对流动角的假定，由于通常在叶轮出口处流动特征发生畸变，因此对以壁面受静压为基础的流动角度计算有争议，而且，在流动不稳定区，计算的准确性也有争议。
有一种方法就是在扩散管叶片上开压强孔来测压，从而计算叶轮出口处的流动方向，如在日本待公开专利昭57-56699所述。但这种方法不适用于薄叶片的扩散管，而加工这些孔的额外开支很高。
在一日本待公开专利昭62-51794中阐述了一种测量扩散管叶片受压侧和吸入侧的壁面压强的技术，但由于孔开在扩散管的壁面上，当扩散管叶片旋转时，孔的相对位置在改变，使得当压强孔被扩散管叶片遮藏起来时，不可能测量压强。
而且，当调节进口导叶和扩散管叶片的安装角度时，泵的性能会明显改变；所以，除非叶轮出口处的流动角已知，否则就必须对每一个导叶的安装角进行详细的工况测试，并在测试结果的基础上决定导叶和扩散管叶片的安装角度。
使用上述方法自动的控制泵，在导叶和扩散管叶片的安装角度可选之前，就必须在测试中至少改变三次安装角度(见日本公开专利平4-18158和日本公开专利平4-18159)，以确定泵在一定运行情况下的特点。这种方法消耗时间，特别是在接近峰值时需要不时改变安装角度时，这种方法就更很不适合。
这种控制方法在调节泵的转速时显得更困难。它需要高级控制装置，使设备与控制项目变得非常昂贵。
在日本公开专利平57-56699中，阐述了一种通过测量位于扩散管叶片表面的压强孔中的压强来确定扩散管叶片角的方法，但叶轮出口的流动特征在由泵的运行条件决定的扩散管叶片的宽度方向上变化很大，所以，如果测量仅仅在位于扩散管叶片中心区域的压强孔中进行，那么推导出的流动角很可能是错的。
由于压强孔位于扩散管叶片的表面，总的压强不可预料，还由于在机械处理高速流动时，压力水平通常要高于静压，所以有必要提供大量程的测压仪器，这样测量数据的准确性受影响。而且，该方法不适合薄厚度的叶片，且耗资巨大。

发明内容
本发明的一个目的就是提供一种具有进口导叶的涡轮机械，它能在流量等于或高于设计流量的稳定工作区域内进行高质量的运行，避免出现当传统涡轮机械在低于设计流量时的不稳定现象，以稳定运行，控制安装扩散管叶片角，在很宽的流量范围里，使流体处理系统得到可能的最佳性能。
本发明提供了一种具有可变角流动导向装置的涡轮机械，它包括一个叶轮；多个可变角扩散管叶片；一个为维持所述扩散管叶片的安装角的驱动控制装置，该安装角由于在所述叶轮出口处的出口流动角的所选冲角而偏离。
下同将参考图1详细解释本发明的一些基本思想。图1显示了叶轮2出口部分的流动条件。箭头a(设计流量)、箭头b(低流量)、箭头c(高流量)代表了叶轮出口处的流动方向。如图所示，在除设计流量外的其它流量条件下发生脱流现象，这是因为在高流量下扩散管叶片4的受压面的流动冲角过大，在低流量下扩散管叶片4的吸入面的流动冲角过大。这种情况产生的条件如图2A(通过无量纲进口流量和无量纲扩散损失显示)所示，即扩散损失增加。结果是压缩机系统在高于和低于设计流量的条件下，它的整体性能变得很差，如图2B(结合无量纲流量和无量纲效率显示)所示。
在本发明中，扩散管叶片具有相对较小的弦/间距比(即叶片弦长与叶片间距之比)。本发明的叶片的间距基于不同于传统扩散管的工作原理。在传统扩散管叶片中，流体轨迹形成于叶片之间，通过加长进口和出口部分的流体轨迹来减低速度，进而提高压强。然而，本发明的扩散管叶片间距更宽，流体轨迹不在叶片间形成。静压提高的原理基于翼型的环量。下面详细说明置于流动流体中的叶片的环量可表示如下Γ＝(Cu1-Cu2)t (1)这里Cu是扩散管叶片切向速度分量；t是叶片间距；下标1表示扩散管进口；下标2表示扩散管出口。
在扩散管的出口的静压表示为Ps＝ρ(Cu12-Cu22)/2+Ps1＝ρ(Cu1-Cu2)·(Cu1+Cu2)/2+Ps1＝ρΓ(Cu1+Cu2)/2t+Ps1(2)这里ρ是流体密度。环量可表示如下Γ＝L/(W.ρ) (3)
这里L是叶片的升力，W是叶片向上流速。
作用于叶片的升力可表示如下Γ＝CL·1·ρ·W2/2 (4)这里CL是叶片升力系数，L是叶片长度。
接着可表示为Γ＝CL·1·W/2 (5)表示环量大小与升力系数成正比。
通常，翼型或叶片工况与冲角有关，冲角越大，升力越大；然而，当冲角过大时，翼型吸入面发生脱流现象，造成流体损失。升力和冲角之间的关系由风洞实验或类似实验确定。
本发明的扩散管根据这样的流体动力原理，具有翼面形状的叶片暴露边缘，所以扩散管部分当作扩散管。可通过方程(2)发现，扩散管出口的压强与叶片环量有关，从方程(5)中可见环量与叶片升力系数成正比。所以提高扩散管出口的压强，为保持一个高的升力系数，在不引起脱流的条件下尽量提高叶片冲角。
控制扩散管叶片角的第一步是获得叶轮出口的流动方向α。叶片最大工况的安装角通过冲角β来决定，冲角β条件下的升力系数等于最大升力系数的一定倍数，并将冲角β加到流动角α上。当前叶片角和计算角就有所不同，调节扩散管叶片直至这种不同减低。
计算升力系数使用一定倍数的最大升力系数是由于，在径向扩散管中，当半径增加，面积扩大，流速降低。所以，在叶片表面的边界层里，会出现不希望得到的压强梯度，可预料流动损失会比在单翼型和二维模型中的试验结果严重得多。增加的倍数取决于造成压强升高的扩散管的设计。且必须在叶片的每次设置中分别确定。最优条件由实验或数值计算决定。
图3显示试验在扩散管部分利用三个不同叶片角来获得静压恢复系数的结果。从该图可见，在叶片冲角为3°时产生静压恢复冲角取决于流动的马赫数和雷诺数，与叶片连接的扩散管的宽宽度，以及在叶轮出口处流动方向上的横向畸变。所以，有必要为每种涡轮机械或通过扩散管叶片的不同安装角的运行试验来确定冲角。
接着，将讨论确定叶轮进口处流动角α的方法。根据广义的分类，确定α方法有三种。第一种是通过在受压侧和吸入侧放置压力传感器来测静压，通过计算测定值的不同来确定α。因为当扩散管叶片角与流动角α相一致时，压强差最小。这种方法在流量低于设计流量的范围内不是很有效，因为在该范围中会产生流动畸变而影响压强测量的准确性。然而，在流量高于设计流量的范围里，该方法很有效，在这一范围中附加β是必要的。后面将参考图12和14更深入细致讨论。
第二种方法是测量一些状态参量，例如在同一流量下变化扩散管叶片角时在涡轮机械一定部位的压强。这里，定义该流量下在被测参量波动值为最小时的扩散管叶片角为α。这种方法在流量接近或低于设计流量的范围里不是很有效，这里波动本身很小。所以该方法仅作为补充使用。
根据本发明人所做的实验的结果发现，在泵中，扩散管叶片的最优角α在叶片角与无量纲进口体积流量之间呈现为一条近似直线的关系曲线，如图4中转速为N1时所示。图4中所示结果是在通过实验使给定流量下在扩散管导叶运行最稳定时获得的。运行稳定的评估是通过位于管道和泵壳的不同位置的传感器所记录的波动程度来进行。在压缩机中，不同转速线具有不同的斜率，这是由气体介质的可压缩性引起的(指图4中的线N1-N4)。可通过预估叶轮出口的运行条件来计算斜率。
确定α的第三种方法是通过理论分析来推导出流量和涡轮机械α的关系。通常，如果通过特定的理论模型就可获得特定类型的涡轮机械中的这种关系，那么这种理论模型就可以通过进行近似变换来将其应用于单个涡轮的机械。
在本发明的这一方面，涡轮机械设置了一个叶轮，扩若干散管叶片和若干用来决定与进口体积流量变化有关的运行参数的探测设备，而流动角是通过对基于进口体积流量或探测设备测量的运行参数的下列方程的计算得到。计算结果加上适当的冲角来使得扩散管叶片角与运行参数相一致，进口流量给定如下α＝arctan{Q/(K1N-K2Q)} (10)这里α为流动角；Q是进口体积流量；K1为常数，由(πD2)2σb2B给定；K2为常量，由cotβ2确定；σ为滑移系数，B是阻力系数；N是转速，β2是转轮在切线方向上的叶片出口角，D2是转轮外径。
流动角α根据下列考虑获得。
用Q2表示叶轮出口流量，D2表示叶轮外径，叶轮出口宽度用b2表示，在叶轮出口的阻力系数用B表示，在叶轮出口的径向速度分量Cm2通过下式给定Cm2＝Q2/(πD2b2B) (11)假设流体不可压，则径向速度分量Cm2表示为Cm2＝Q/(πD2b2B)(12)这里，当流体在扩散段部分的内部流动时，近壁面的边界层中的实际流动小于主流。用U表示主流速度，用u表示边界层内流速，速度差产生的流量用下式表示为∫0∞(U-u)dy----(13)]]>δ×表示替换厚度，如果假设在该厚度区域里的流速为U，流量表示为Uδ×。由于这两个量相同，边界层的替换厚度表示为δ*=(1/U)∫0∞(U-u)dy----(14)]]>(参考，流体动力学(2)，Corona出版；内部流体动力学，Yokendo公司出版)。
通常，流体轨迹剖面内部的平均速度计算考虑替代厚度对流道收缩的作用，但在涡轮机中，叶轮出口的流体特征在流体的宽度方向上并不一致(例如，见日本机械工程师协会报，第44版，第384号，“轴流叶轮的相对速度分布和运行工况的研究”，图20)。低于主流的速度区甚至大于有边界层产生的速度区的厚度。所以，必须通过考虑边界层替代厚度和速度畸变引起的宽度变化来修正几何宽度。否则，流体轨迹剖面内部的速度就会估计过低，在这一速度值基础上计算的流体角就会出错。在本发明中，通过阻力系数来修正宽度。
再看其它流速分量，称作切向(或周向)速度分量的Cu2如下所示Cu2＝σu2-Cm2·cotβ2(15)这里σ是一滑移系数，β2是叶轮切向的叶片出口角，U2是叶轮周向速度。叶轮出口流体角α表示如下α＝arctan(Cm2/Cu2)(16)＝arctan{Q/πσD2U2b2B-Q·cotβ2}用下式表示一对常量K1＝(πD2)2σb2B，K2＝cotβ2(17)用N表示转速，方程(16)可重写作
α＝arctan{Q/(K1N-K2Q)} (18)如果流体可压，叶轮流出体积流量Q2可方便的给定为Q2=(1/Pr)1/K·Q----(19)]]>这里Pr是叶轮进出口的压强比；k是比热，所以有Cm2=(1/Pr)1/K·Q/(πD2b2B)----(20)]]>比较方程(10)和(15)，叶轮出口流动角可表示为α=arctan(Cm2/Cu2)]]>=arctan[(1/Pr)1/k·Q/{K1N-(1/Pr)1/K·K2Q}]----(21)]]>在本发明中，将适当的冲角β值加到由此所得的流动角α上以计算扩散管叶片角，调节扩散段使其与计算角相匹配。
为确定流动角考虑运行参数，不必直接测量进口体积流量，而是一些与泵的进口体积流量有关的参数，可被选来直接或以进口体积流量的形式建立参数与扩散管叶片角的关系。通过测量这种参数的波动值，就可以理解扩散管叶片角的控制可以实现。
这些测量所需的适当参数是，例如，一电子传动装置中的输入电流、转速和转矩、进口压强、管道中流速、进出口的温差、声音、阀门开度，当产生于压缩机中的热量被气体冷却器或其它装置冷却时的热量交换。这些参数在下面进一步探讨。
(1)向电动机输入的电流如果压缩机被一电驱动装置驱动，与进口体积流量相关的运行参数可以是一个输入驱动装置的电流，该装置提供了进口体积流量的适当量度。驱动功率L表示如下。
L＝ηm·ηp·V·A＝ρ·g·H·Q/η(6)ηm是驱动效率；ηp是驱动功率系数；V是装置输入电位差；A是装置输入电流；ρ是流体密度；H是水头；Q是进口体积流量；η是被驱动设备的效率，所以可见装置电流是进口体积流量的一个参数。然而，需注意的是，由于设备驱动效率随着体积流量的降低而降低且装置输入功率是一个取决与流体密度和水头的变量，因此该关系式的使用有限制。
(2)电子驱动装置的转速传动装置功率L表示为L＝T·ω(7)这里T为转矩值；ω是角速度。这样，通过对驱动这种的转速和所产生的转矩的测量，就可以在一定程度上估算进口体积流量。如果驱动装置转速恒定，就只有转矩需要确定。
(3)进口压强流经管道的流量Q表示为Q＝A·v＝A·{ρ·(Pt-Ps)/2}1/2(8)这里A是管道剖面面积；v是管道平均流速；Pt是总压强；Ps是静压。如果在进口端的压强是大气压，总压强就为恒定值，因此如果静压值被确定，进口体积流量便能被确定。所以，通过测量压缩机钟形进口嘴剖面的静压，就可以获得适当的与进口体积流量相关的数据。在这种情况下，就必须通过减少低流量时转轮上的回流来准确的测量来流的静压。
(4)出口压强通过测量压缩机的出口压强来估算进口体积流量。如果涡轮机械为一个处理不可压流体的泵，出口体积等于进口体积，但如果涡轮机械是一个处理可压流体的压缩机，那么就必须有一些方法来确定流体密度。
(5)管道中的流速与进口压强的测量类似，测量管道中的流速可为进口流体测量提供一些数据。速度测量可通过多种方法，如热线测速仪、激光测速仪和超声波测速仪。
(6)进口/出口温度对压缩机来说，进出口温差的变化取决于流量。图5显示压缩机进出口温差和在X轴上的流量系数之间的关系曲线。对压缩机来说，温差可确定工作系数(参考图6)，但其关系类似于温差，所以，测量该参数可为进口体积流量提供数据。图6所示是在转数N1，N2下获得的。
(7)气体冷凝水的温差当压缩机中产生的热被一气冷装置冷却时，热量交换可表示为L＝(T1-T2)·Cp·W (9)这里T1是在气冷装置进口的流体温度；T2是气冷装置出口处的流体温度；Cp是气体比热；W是总流量。压缩机产生的热量取决于进口体积流量，所以提供测量冷却介质的温差，就可以获得进口体积流量的数据。
(8)声音效果压缩机产生的噪音或与流速相关的Straw-Hull数也可为流量提供一些数据。
(9)阀门开度连接在压缩机上的装置的进口或出口阀门的打开程度也与流量相关，所以测量阀门开度就可为流量提供相关数据。
下面将阐述适用于本发明的用来尝试控制实际涡轮机械的方法。该方法包括如下步骤通过分布在所述涡轮机械内部的传感器获得现行运行数据；在所述的现行运行数据基础上，计算一定程度上代表所述叶轮内部流体的稳定性的参数；调节所述进口导叶角和所述转轮转速以使所述参数保持在预定范围内，并且由所述传感器测出的流量和水头的值来满足各自的要求值。控制系统通过参数控制涡轮机械，参数可以是第一种方法的扩散管两端的压强差，一些状态参量能表示用于第二种方法的波动。否则，参数可以是流量或相关状态参量。在第一种方法中，每一测量参数均要计算α，而在第二个方法中则只需事先记录控制器存储中的参数和α的关系。
本发明可改进涡轮机械在等于或高于设计流量范围内工作时的性能。如果涡轮机械在低于设计流量下工作，将在叶轮和扩散管以及涡轮机械其它部件上发生脱流现象，这种现象被称作“喘振”。在这一区域，涡轮机械应通过控制扩散管叶片来运行，进而调节叶轮出口处的流动角α。
图7A显示了传感器的输出波形，左图显示了扩散段切线方向两个位置的压强测量结果，右图显示的是吸入管和出口管的压强测量结果。由曲线可知，当流量降低到低于设计流量时，在扩散段部分可观察到大的压强波动(参考低流量2下的左曲线)，当流量继续降低，管道中的波动变得非常严重(参考流量3下的右曲线)，这样便形成喘振。
图7B显示以设计流量为标准的无量纲流量和以设计流量为标准的无量纲水头系数的关系。图7B中的流量1、2和3对应于图7A中的流量。所以，通过定量的观测这种变化以及使用适当的进口阀就可清楚的认识到可以提供预先警告和采取迅速补救措施来防止喘振的发生，从而使泵系统稳定运行。


图1是存在于叶轮出口区域的水流条件的简图；
图2A是无量纲进口体积流量和扩散段损失之间的关系图；图2B是无量纲进口体积流量和泵效率之间的关系图；图3显示在扩散段部分的静压恢复系数和相对于扩散段叶片的冲角；图4是进口流量和扩散段安装角之间的关系图；图5显示了压缩机进出口温差和流量；图6是流量和工作效率之间的关系图；图7A显示了泵的不同部分的压强波动图；图7B为以设计流量为标准的无量纲流量和以设计流量为标准的无量纲水头系数的关系图；图8是一涡轮机械中具有可变角叶片的单级离心式压缩机的实施例的剖视图；图9是图8所示执行器的局部细节图；图10是具有可变流体导叶的本发明的涡轮机械的第一实施例的模块图；图11A是连接扩散段叶片的圆盘提供的的压强孔的前视图；图11B是连接扩散段叶片的圆盘提供的的压强孔的剖视图；图12是存在于叶轮出口区域的水流条件的简图；图13显示了在一测试室中的预定流动角和ξ；图14是无量纲流量和扩散段叶片安装角之间的关系图；图15显示了一种方法，该方法可得到在具有可变流体导叶的本发明的涡轮机械中的压强变化；图16显示了一种方法，该方法可得到在具有可变流体导叶的本发明的涡轮机械中的入口值；
图17是本发明涡轮机械的无量纲流量和水头系数之间的关系图；图18是传统涡轮机械的无量纲流量和水头系数之间的关系图；图19是一涡轮机械中具有可变角叶片的单级离心式压缩机的另一实施例的剖视图；图20是一流程图，显示了如图19所示的具有可变流体导叶的涡轮机械的运行过程；图21是一流程图，显示了包括控制系统在内的另一实施例的具有可变流体导叶的涡轮机械的运行过程；图22是一流程图，显示了如图21所示的具有可变流体导叶的涡轮机械的运行过程；图23显示如图21所示的涡轮机械的作用；图24是具有可变流体导叶的本发明的涡轮机械的第二实施例的模块图；图25是一流程图，显示了如图24所示的具有可变流体导叶的涡轮机械的运行过程；图26显示了涡轮机械的工况曲线和阻力曲线；图27是具有可变流体导叶的本发明的涡轮机械的另一实施例的模块图；图28是一流程图，显示了如图27所示的具有可变流体导叶的涡轮机械的运行过程；图29是涡轮机械的压强比和流量之间的关系图；图30是涡轮机械的相对速度比和流量之间的关系图；图31是另一流程图，显示了具有可变流体导叶的另一涡轮机械的运行过程；
图32是涡轮机械的相对速度比和流量之间的其它关系图；图33是一涡轮机械中具有可变角叶片的单级离心式压缩机的另一实施例的剖视图；图34是图33的实施例的模块图；图35是一流程图，显示了如图33所示的涡轮机械的运行过程；具体实施方式
下面，将描述本发明的涡轮机械的一些实施例。
图8和图9是单级离心压缩机。其中图8是一个垂直剖面的视图，图9是侧面图，从管中流入压缩机的流体由旋转叶轮2提供能量，然后被送至扩散管3以增加流体压强，再通过卷轴5a，最后由出水管5b排出。
进口管1和许多扇形的进口导叶6按周向排列，与连着传输装置7的执行器相连。在叶轮下游的扩散管3上设有通过传动装置9与执行器10相连的扩散管叶片4。因此，上述导叶角都是可调的。
图10是用于控制有可变导叶的叶轮机械运行的控制部分的方块图，如图10所示，具有可变导叶角的泵有一个计算装置21，其由计算部分22a和记忆部分22b组成，泵具有一个输入必要运行参数的数据输入装置23，一个用于对进口导叶6进行控制的第一驱动控制装置24，一个用于对扩散管叶片4进行可变控制的第二驱动控制装置25，和一个用于控制(涡轮机械的)叶轮2的转速的第三驱动控制装置。
图11A是一个压力传感孔设于扩散管叶片上的基准平面的正面视图，图11B是其剖面视图。这些压力传感孔可以设在同一个基准平面上，也可以设在分离的基准平面上。孔10a用于探测扩散管叶片压力面上的压力，孔11b探测吸力面的压力，孔11c探测进口部分的相对压力，每一个压力传感孔都各自配有一个压力传感器S1，S2和S3以测量各自的压力。
压力传感装置的输出被送入一个计算装置21，如图10所示，在图10中流体的动态压力可由传感器S3所测数据算出。处理器21由S1，S2所测的数据算出压力差(p1-p2)，并基于比值ξ来决定扩散管叶片的运行角度，ξ由表达式(p1-p2)/DPd给出。
首先，DPd由下述方法得出。
叶轮进口处径向速度分量Cm2由下式给出Cm2=(1/Pr)1/K·Q/(πD2b2B)----(22)]]>其中Pr是叶轮相对压力Pr=P3/P1,]]>K是流体比热容，Q是流量，B是叶轮出口的阻碍系数。
切向速度分量Cu2由下式给出cu2＝σu2-Cm2cotβ2(23)其中σ是叶轮的滑移系数，U2是叶轮触点速度，β2是叶轮出口处的导叶角。
因此，叶轮出口的绝对速度C由下式给出C2=Cm22+Cu22----(24)]]>叶轮出口的流体密度ρ2由下式给出ρ2=ρ1(Pr)1/K----(25)]]>其中ρ1是叶轮进口的流体密度。因此，动态压力DPd由下式给出DPd＝C2/2ρ2(26)接着ξ由下式给出ξ＝(P1-P2)/DPd (27)
与流向角有关的值ξ在风洞中确定，图13给出了有关示例，其中X轴代表与流体有关的导叶角，Y轴代表按上式定义的比例ξ，它是S1，S2之间的压力差与动态压力DPd的比值(这可通过测量流体的总压力Pt与静压力Ps之差得到，这是与上面所述方法不同的另一种普遍方法)。曲线关系被记录在记忆部件中，与流体有关的导叶角由叶轮出口的比例ξ计算得出。
现在，由于叶轮出口的水流角由下式给出α＝arctan(Cm2/Cu2) (28)因此，两者之间的差值产生了与流体有关的扩散管水流角，通过调整差值的大小来调节导叶角就有可能使扩散管的导叶角与叶轮出口流动角相一致。如果一次调整不能使角度相匹配，就重复上述步骤，直到两者相一致。
例如，对于扩散管的控制可以如图14所示进行。图14是根据一些压缩机上所获得的数据得出的，X轴是将运行参数和设计工况点的数据标准化后所得的无量纲流量，Y轴是实施例中的扩散管叶片角。
图14中，在无量纲流量高于0.6的地方，导叶角通过计算动态压力DPd和压力传感器S1，S2之间的压力差(P1-P2)决定。由此值就决定了出口流动角α并且通过处理器21的计算将冲角β加上，扩散管叶片4由第二驱动控制装置设定，在这里β是冲角，且升力系数等于最大升力系数乘以一个确定比例。
图14中，在无量纲量小于0.6的地方，涡轮机械通过将图11c所示的叶轮传感器和动态压强测量装置相连，得出微小时间间隔中的波动值Fp并将此值与进口值Fpd相比较，用第二驱动控制装置25来控制扩散管叶片4等手段加以控制，这样在一个抽样周期内的波动值就会小于进口值Fpd。
根据图15可以解释得出Fp的方法。在图中，T代表用以确定一次波动值的微小测量时间间隔，St代表在决定波动值时对一个压力值进行采样的有关采样周期。Fp和Fpd的值是采样周期St的测量间隔T中单位时间的标准偏移量，由下式给出Fp(Q)=[1/TΣ{Pi(Q,t)-Mi(Q)}2]1/2----(29)]]>其中Mi(Q)＝1/T∑Pi(Q，t)(30)上述方程可适用于直流数据(带有数据补偿线)，或在0线上下的变化的交流数据。
为了计算出波动的指标并对目前的运行工况作出准确而快速的反应，测量间隔T应足够小，在第三实施例中，公式60/ZN(秒)对测量间隔T有所帮助，其中N是叶轮8的转速(转/分)，Z是叶轮8的导叶数。因此，60/ZN指的是由于叶轮具有两个周期而必然产生的某一运行参数(比如压力)的波动周期。为了使测量不被系统的固有周期所影响，参数T应选得足够大。因此T的极限值可给出T≤K1·60/ZN (31)并且在实际中，T应该取上式所给出的最小值，其中K1是决定于所使用的涡轮机械类型的常数，它可在测试涡轮机械之前就确定，如果系统中机器是高容量的生产单位，就需要从输入装置23中输入表征值。
然后，可以给出确定采样周期δt方法。从精确计算控制常量的角度出发，虽然希望δt应尽量小，但是过小的采样周期会给计算机加载并使计算时间过长。在本实施例中，采样周期δt的计算也是基于公式60/ZN(秒)。因此，采样周期δt的选择应以不被由于叶轮2的转动而产生的固有运行特性所影响为准。结果如下δt≤K·60/ZN (32)进一步而言，根据参照图7的解释，通过比较在设计流量1时的振动周期和系统中已经出现运行不稳定的较小流量2和3时的振动周期，很明显周期的改变应取决于流量。在本实施例中，流量2的不稳定区域的采样周期δt由60/ZN决定，此时水头系数比低流量时高，在喘振产生时的流量3，采样周期δt是K3/60ZN。常数K2，K3取决于涡轮机械的类型，如同在K1的情况一样，它们可在对涡轮机械进行测试之前就确定，如果是高容量产生单位，需从输入装置23中输入一个表征值。
对每一个运行系统，压缩机的运行参数如上所述来确定，但不稳定的初始值如运行系统的喘振初始值γ由下面所述确定。
图16显示当前调查所得的数据，X轴代表运行工作流量除以设计流量再标准化后的无量纲流量Q，Y轴代表由设计叶轮Fpd除以设计流量Qd再标准化后的无量纲工作压力。图16中，圆圈代表在扩散面上所测得的压力。
工作工况如下N＝9,000rpm；Z＝17；K＝2,000；K3＝20。
从结果可见当无量纲流量减至0.6下时，无量纲压力波动开始增加。很明显压缩机的稳定可通过保持压力波动在临界值以下来实现。在本例中，Fp/Fpd＝1.5被视为极限值，1.5被作为临界值γ。
然后，扩散管叶片角被调至使系统在各种流量时波动保持在临界值以下以获得图14所述的关系(无量纲流量低于0.6)。数据显示，在无量纲流量低于0.6时，扩散管叶片角与无量纲流量成正比。
为了给扩散管叶片提供最优工作工况，上述步骤需与泵进口体积流量和计算装置21计算得出的水头系数的增加相结合，以利用第二驱动控制装置25控制扩散管叶片角。
图17显示了一个有本发明所述的扩散管控制装置的离心压缩机。X轴代表无量纲流量，Y轴代表无量纲压力系数(上图中)和无量纲效率(底图中)。由此可以证实本装置可保证泵在很宽的流量范围内稳定运行。
图18显示了有固定扩散管叶片和可变进口导叶的离心压缩机的总的运行曲线。从图17所示的当前的涡轮机械的工作曲线与图18的比较中，很明显在低流量和高流量时工作状况都有明显改善。在泵的情况中，即使转速改变，无量纲工作曲线也基本保持不变。
在图8到图17所述的实施例中，计算处理器是作为一个独立部件，但是根据各自的功能提供更多的精密处理器也是允许的。还有，驱动控制装置也可以单独提供，但很明显一个驱动控制装置可能就足够了。
图19是另一个实施例中的单级离心压缩机，提供进口管1流入压缩机的流体由旋转叶轮2提供动能，然后被送至扩散管3以增加流体压力，在经过卷轴5a，最后从出口管5b排出。叶轮轴与发动机相连。进口管上有流体传感器S0，它的输出信号被输入CPU12。扩散管3上有扩散管叶片4，它经过传输装置9也与执行器19相连。执行器10上有一个控制装置27，它由CPU12所控制。
图20是一个系数有如图19所示的可变角进口导叶的涡轮机械各步骤的流程图。当转速需要改变时，在步骤1中完成。如果不需要改变转速就进入第二步。接下来在第二步中，测量了进口体积流量Q，在第3步中，流动角α由图14确定。第4步中，扩散管叶片角的调整如图12所示那样由操作执行器来实现。当转速可调时，在第5步中就测量水头是否是所希望数值，否则流程返回第1步。如果水头值超过目标值则操作继续。以上过程通过控制扩散管叶片角使之与进口体积流量的测量值向对应来保证涡轮机械稳定高效的运行。
图21到图23显示本涡轮机械发明中的另一个实施例。本涡轮结构上与图19所示不同之处在于进口管1的周边布置了很多扇形的进口导叶。还有一个气体冷却装置15使压缩机内的流体冷却。压缩机有各种传感器例如一个气流表S11，用以探测电动机的进口气流，一个转矩传感器S12和一个转速计数器S13，用以探测叶轮轴的进口气流；一个布置在进口管1上的进口叶轮传感器S14，用以探测进口压力；布置在出口管上的S15-S18，用以相应的测量流体压力和流体温度；冷却器温度传感器S19和S20，用以气体冷却器13中进口与出口的温差；声音传感器S21；阀门开启传感器S22。这些传感器S11-S22与一个传感器界面16相连，通过16将传感器输出信号输入CPU17。
图22是一个显示有可变角进口导叶的涡轮机械的各步骤的流程图。第1步将叶轮2的转速调节至一个不超过预定值的适当值。接着在第2步中，进口导叶6的角度由诸如叶轮2的转速，目标流量Q和水头系数H之类的输入数据确定。第3步测量参数。第4步，应用图14所示关系来确定扩散管叶片的角度。
在第5步，操作驱动控制装置和执行器以控制进口导叶角。第6步，检查水头是否是所希望值，如果是则继续下面操作，如不是就在第7步中将水头数量值与所希望值相比较，如水头值偏小就在第8步中减小进口导叶6的导叶角。
接下来，在第9步中，测量进口导叶角的值以确定它是否处在最低极限值，如果不是，过程就回到第3步并且重复其后所有步骤，如果是就检测转速是否在极限值，如回答是肯定的就继续工作过程。在这种情况下，无法得到目标水头值。如果回答是否定的就在第11步中将转速增加一预定值，过程回到第3步且重复其后所有步骤。
在第7步中，当断定气头值比所希望的值高时，就在第12步中增加进口导叶角。接着在第13步中，测量进口导叶角以确定它是否处于上限，如果回答是否定的，过程回到第3步并重复所有其后步骤。如果回答是肯定的，就在第14步中减小转速(至一个预定值)。
图23显示了一个有固定扩散管叶片的一传统涡轮机械和本发明中的涡轮机械的总工作情况的比较。很明显本发明的工作情况在很宽的流量范围下保持稳定，这比传统系统优越。
下一个实施例涉及到一个用可变进口导叶6来提供最优工况的涡轮机械。涡轮机械的结构与图8和图9所示相同。如图24所示，本涡轮机械有进口管1，它装有流动传感器11以测量进口体积流量，管道和扩散管装有压力传感器S31~S33。传感器S31与进口管7相接，传感器S32在两个位置与扩散管相接。传感器S33与出口管9相接。转速传感器12装在叶轮2的转轴上。
如图24所示，具有可变进口导叶涡轮机械上有计算装置21，它应用各个部分测量和计算转速，进口体积流量和水头系数的上升，这些部分有一个进口导叶角计算部分21a，用以计算进口导叶角，为扩散管叶片4提供最优角度；一个波动评估部分21b，用以在很小的测量间隔时间下，根据传感器S31和S33所提供的测量值计算压力波动值；一个存储部分21c，用以存储当进口导叶6全开时涡轮机械的运行数据；此外，还有一个数据输入装置23，用以输入操作参数和常量K1到K3(在图15中已述)；一个一级驱动控制装置24，用以控制进口导叶6的导叶角；一个二级驱动控制装置25，用以控制扩散管叶片24的角度；一个三级驱动控制装置26，用以控制叶轮2的转速。
压力传感器S31，S32和S33所测出的波动信号被输入信号放大器13，放大后的信号在经过一个低通滤波器(LPF)14后输入计算装置21。计算装置21的输出信号再输入第一、第二和第三驱动控制装置24、25和26。连接在传感器S31-S33上的放大器13、过滤器14、输入界面和计算装置21，这些分离的单元所提供的功能可以用一个单独的微处理单元代替。同样，计算部分21a、波动评估部分21b和记忆部分21c也可以用微处理器代替。
在所述涡轮机械中，通过计算进口导叶6的导叶角，控制导叶6的导叶角，计算在波动评估部分21b的波动值，控制扩散管叶片6来提供最佳工况，控制涡轮机械的转速等手段就可得到数据输入装置23的输入数据所需的最优工况。
图25是一个使涡轮机械工作稳定的流程图，这通过确定最优工况的导叶角，控制扩散管叶片4以防止喘振来实现。在第一步中，叶轮2的转速被设为一个适当值以保证不超过极限。第2步，选择进口导叶6的导叶角可以与叶轮2的转速N，目标流量Q和水头H相吻合。这个过程由下列步骤实现(1)输入目标流量Q和水头H；(2)计算流速系数φ和压力系数ψ；(3)计算一个通过代表流量系数φ和压力系数ψ的点的二阶曲线；(4)计算二阶曲线与工作曲线的交点φ’，ψ’，此时将进口导叶6设为0值；(5)按下面公式计算进口导叶角ε
ε＝arctan{K(ψ′-ψ)/φ′} (33)其中K是常量，方程(33)将在下面作进一步叙述。
第3步，通过操作第一驱动装置来控制进口导叶6的导叶角。接着第4步中，利用传感器S31-S33确定操作参数，测量流量Q和水头H以计算φ”，ψ”。第5步，确定在很小的测量时间间隔下运行参数的波动值，将结果与临界值相比较，然后在第6步中，通过操纵第二驱动控制装置25来改变扩散管叶片4的导叶角，并重复第4和第6步。
当波动值小于第5步中的临界值时，就在第7步中测量水头H，看它是否为所希望的值，如果是就继续以下操作。如果不是，就在第8步中确定谁更高。如果水头较小，就在第9步中按下式计算ε’ε′＝arctan{K(ψ″-ψ)/φ″} (34)并将进口导叶6的角度减小一个(ε’-ε)值。
第10步，检查进口导叶角以评估其是否为下限值，如果不是，重复第4步及其后各步。如果是，就在第11步中检查转速以评估其是否处于极限，如果是就继续操作(此时所要求的水头将达不到)。如果不是，就在第12步中增加转速(至一预定值)，并且重复第4步及其后各步。
如果在第8步中，判定水头比期望值高，就在第13步中按式(33)计算ε’，并将进口导叶角增加一个等于(ε’-ε)的值。第14步，检查进口导叶角以评估其是否处于上限，如果不是就重复第4步及其后各步。如果是，就在第15步中减小转速(至一预定值)，重复第4步及其后各步。
下面解释得到公式(33)的过程。
图26显示了一个工作曲线和阻力曲线，假设已知工作曲线的导叶角为0。
然后，对于一个由已给定的流量Q和水头H确定工况点，可计算出流量系数φ(4Q/(πD22U2))和压力系数ψ(gH/(U22))。
假设通过工况点(φ，ψ)的阻力曲线原是二阶的，就可得到曲线的系数(当阻力恒定，假设值已知，就可得曲线与Y轴的相交)。利用计算或其它手段，就可知进口导叶角为0时阻力曲线与已知的工况曲线的交点坐标(φ，ψ)。
由φ’值可按下式求得一个流量Q’。
Q′=φ′·π·D22·U2/4----(35)]]>设A1为叶轮进口区域面积，流体进口速度Cm由下式给出Cm1=Q′/A1=φ′·π·D22·U2/(4·A1)----(36)]]>由乘积U2CU2和乘积U1CU1的差就可推出涡轮机械的水头H’，其中U2、U1分别是叶轮出口切向速度和进口切向速度，CU2、CU1分别是叶轮出口和进口绝对速度的切向分量。差分方程如下H′＝(U2·Cu2-U1·Cu1)/g (37)在此，因为ψ′=(g·H′/U22)----(38)]]>ψ′=(U2·Cu2-U1·Cu1)/U22----(39)]]>由于进口导叶角是0，在进口端绝对速度的切向分量CU1就为0。因为在出口末端绝对速度的切向分量由下式给出Cu2＝U2·ψ′ (40)现阶段的调查证明绝对速度的切向分量CU2只与流量有关而与进口导叶角无关。根据这个结论，在某一给定工况点的压力系数ψ可由下式给出
ψ=(U22·ψ′-U1·Cu1)/U22----(41)]]>=ψ′-(U1·Cu1)/U22]]>因此，叶轮进口绝对的切向分量CU1由下式给出Cu1=(ψ′-ψ)·U22/U1----(42)]]>设D1是叶轮进口的均方根直径，则满足工况点工况的进口导叶角由下式给出ϵ1=arctan(Cu1/Cm1)]]>=arctan{A1(ψ′-ψ)·U2/(D22·φ′·U1)}----(43)]]>=arctan{A1·(ψ′-ψ)/(D2·D1rms·φ)}]]>其中，定义常量K为K＝A1(D2·D1rms) (44)则ε1＝arctan{K·(ψ′-ψ)/φ′}(45)应该注意到获得参数波动值Fp，它通过计算装置21和它的临界值为评估建立了一个基准的方法与根据15所作的解释是一样的，因此不再重述。
如上所述，根据本发明的涡轮机械，经过数据输入装置23的输入数据所要求的用以提供目标工况的进口导叶6的导叶角已算出，对导叶角进行了调节且对涡轮机械进行了操作。当进口导叶角6被调整时，叶轮内部的流态也发生了变化。此时，根据测量的无量纲流量，扩散管叶片4的最优角可参照图16所示的关系确定。如果工作工况处于这样一种情况，即使在调节扩散管叶片之后系统还是不能达到令人满意的水头值H，那么就可以在避免产生不稳定的基础上调整转速。因此，根据无量纲流量的相关知识，很明显在任何工作工况下，我们都可以控制扩散管的导叶角，这样整个系统就可通过调节扩散管使之与叶轮出流角相一致的方法使系统处于最优工况。
图27是如图8，图9所示的有进口导叶的涡轮机械上的控制装置组的框图。系统有计算装置21和一些装置，用以在所获得的工作数据的基础上计算叶轮进口和出口之间的运行参数波动和在波动值的基础上调节涡轮机械的工作工况。
在计算装置的进口部分有相互连接的传感器S31-S33，流体传感器11，转动计数器12，扩散管叶片角传感器18，进口导叶传感器19和一个数据输入装置23，用输入运行参数。在输出部分连接有第一驱动控制装置24用以控制进口导叶6，第二驱动控制装置25，用以控制扩散管叶片4，第三驱动控制装置26，用以控制叶轮2的转速。与传感器S31-S33相连的放大器13，过滤器14，输入界面和计算装置21这些分离部件的功能可用一个单独的微处理单元实现。
下面，根据图28所示的流程图为叶轮机械的运行提供一种方法。
第1步，设置叶轮2的转速和进口导叶6的导叶角等初始参数。第2步，用传感器测量叶轮2的进口和出口的压力P1，P2和进口流量Q，经过一段时间间隔后，再进行一次测量，得到数据P1’、P2’、Q’。第3步，根据传感器11、S31、S33所测得的输出数据P1、P2、Q、P1’、P2’、Q’计算出dPr/dQ，它指Pr的插值除以Q的插值。第4步，检查dPr/dQ的值是否超过一个极限(＝0)，如果超过，则在第3步中检查进口导叶是否可进一步关紧。如果进口导叶已经处在极限位置，则在第6步中停止运行或发出警告。如果进口导叶可调，就将其向关闭方向关闭一个预定的小角度，过程回到第2步且重复其后步骤。
第4步，如果dPr/dQ的值没有超出极限就在第8步中用传感器测量水头H、然后在第9步中检查水头是否大于目标值，如果是就继续操作。如果水头达不到目标值，则在第11步中检查转速，看其是否超过原先的极限，如果是的话就不可能再进一步增加了，并且运行停止或发出警告。如果转速没有超出极限则在第13步中将其增加一个确定量。过程回到第2步并重复其后各步。
据发现，压力比值Pr是一个有用的操作参数。图29显示了出口导叶角在0度或60度角时的试验结果，并且流量也在变化以研究流量对于压力比值的影响。据观察，在IGV角为0度时，Q/Qref＝0.6；在IGV角为60度时，Q/Qref＝0.4，(Qref指设计流量)开始出现微小的波动。这些结果显示，当系统从一个稳定的在Q/Qref＝1的区域运行的状态向Q/Qref降低的状态变化时，通过将极限dPr/dQ设置为0和在极限被超过时采取一些补救措施来监控发生变化的点是十分重要的。
图30显示了本发明涡轮机械运行时工作形式发生变化的例子，在此，设初始进口导叶角为0以及叶轮转速为N0，并逐渐地将流量减小使Q/Qref＝0.75使dPr/dQ＝0，这样就不可能进行进一步的操作。因此，IGV角被增至60度。在此，我们发现在同样的流量Q/Qref＝0.75时所给定的转速不能提供目标水头值。因此将转速增加10％至N0，这样我们发现在Q/Qref＝0.75时可达所需的水头值，这样就说明压力比Pr是系统运行工况的一个快速指示，它使得运行参数可被调节以产生一个稳定的运行。
图31显示了第二个关于运行方法的实施例，将叶轮进口和出口的相对速度比作为指示系统运行状况的参数。
在这种方法中，经过第1步的初始设定之后，在第2步将分别从传感器11、12中测出叶轮2的转速N和进口流量Q，第3步，根据所测值和下述公式计算进口和出口处的相对速度比。第4步，检测此比值是否超出预定极限，如果是，则在第5步检测进口导叶6在关闭方向上是否可调。如果不可调，则在第6步中停止运行或发出警告。如果进口导叶可调，则在第7步中将其向关闭方向调整一个角度。过程回到第2步并重复其后各步。如果相对速度小于极限值，则在第8步中测量水头H。以下的各步与图28所示实际情况相同，不再重述。
上述方法中Lc的值可如下推出。
首先，由叶轮转速推出叶轮进口和出口的周向速度(U1S，U2S)。接着，用传感器11测得的流量Q根据下面公式推出叶轮出口径向速度分量Cm2Cm2＝Q/πD2b2B (46)其中D是叶轮外径，b2是叶轮出口宽度，B是阻力系数。同理得到切向速度分量Cu2Cu2＝σU2-Cm2cotβ2(47)其中σ是滑移系数，U2是叶轮出口的周向速度，β2是叶轮在切向的叶片出口角。
由这些量，可由下式推出叶轮出口的相对速度W2W2={Cm22+(U2-Cu2)2}1/2----(48)]]>接着，用传感器11所测得的流量Q根据下式推出叶轮出口径向分量Cm1。
Cm1＝Q/πD1b1B(49)叶轮进口挡板的相对速度可由下式推出。
W1s={Cm12+(U15-Cu1)2}1/2----(50)]]>其中，Cu1由进口导叶角推出。
接着，由下式推出叶轮出口处的相对速度比Lc
Lc＝W1s/W2(51)可以发现由此得出的相对速度Lc是涡轮机械叶轮运行工况中很有用的指标。图32显示了将进口导叶角初始值设为0度和60度时的流量和相对速度。可见当稳定的流量Q/Qref减小为0.6以下时，系统很快变得不稳定。换句话说，当相对速度比Lc＝W1S/W2大于2时就应引起注意。这表示在图31第3步中Lc的极限必须设为2.0。
在图28和图31所述的实施例中，为了使扩散管中产生有效流动，可以调节扩散管叶片。这种方法根据如图14所示，它确定的流量和扩散管叶片角之间的关系来控制扩散管叶片。也就是说，流量Q大于某一值Qs(如Qs/Qd＝0.7)时，扩散管叶片角设为α+β，当流量小于Qs时设为α。这个过程在前述的实施例图28和图31中带*的地方得到体现。
图33显示了另一个单级离心压缩机的实施例，它包括一个在出口管5上的排出阀27和与计算装置21相连的用于驱动和控制排出阀的第四驱动控制器。图34显示了控制实施例中涡轮机械的流程图，其中可通过调节排出阀的开度和改善涡轮机械的负载状况对dPr/dQ进行动态调节。在一特定负载状况下计算这个比值是不可能的，因为变化量太小，所以这种调节显得尤其有用。
根据该流程图，在第1步初始设置中，一个目标流量Qt也同时向输入装置23中输入。在第2步，对叶轮2进口和出口处压强P1、P2和进口流量Q进行第一次测量。第3步比较Q和Qt，如果Q＞Qt，则在第4步中将排出阀关小某一角度，如果Q小于或等于Qt，则在第5步中将排出阀27打开一角度。接着在第6步中进行第二次测量并根据所得数据P1、P2、Q、P1’、P2’、Q’计算出dPr/dQ。后续过程与图28情况相同，不再重述。
在本实施例中，通过故意地改变负载使叶轮2中流体的不稳定程度的估计成为可能，这便可以在事先更早的阶段对不稳定工况进行预测。在本实施例中，如上同样可调节扩散管叶片。在上述实施例中，包括多个功能不同的驱动控制器，它们可构成一个整体的装置。
权利要求
1.控制一个有进口导叶和转轮的涡轮机械的方法，它包括如下步骤通过分布在所述涡轮机械内部的传感器获得现行运行数据；在所述的现行运行数据基础上，计算一定程度上代表所述叶轮内部流体的稳定性的参数；调节所述进口导叶角和所述转轮转速以使所述参数保持在预定范围内，并且由所述传感器测出的流量和水头的值来满足各自的要求值。
2.如权利要求1所述的控制方法，其特征在于，所述运行参数是所述叶轮进口流速和出口流速的比值。
3.如权利要求1所述的控制方法，其特征在于，所述运行参数是与流量有关的进口和出口处的流体压强比的变化率。
4.如权利要求3所述的控制方法，其特征在于，所述涡轮机械包括一个装配在所述涡轮机械的排出管中的排出阀以调节排出流体的量，其中所述变化率可通过改变所述排出阀的开度得到。
5.如权利要求1所述的控制方法，其特征在于，所述涡轮机械包括一个扩散管和多个可变扩散导叶，还包括调节所述扩散管叶片至一个使所述扩散管内流体在测量流量下最为稳定的角度的步骤。
全文摘要
本发明涉及一种控制有进口导叶和转轮的涡轮机械的方法，它包括如下步骤通过分布在所述涡轮机械内部的传感器获得现行运行数据；在所述的现行运行数据基础上，计算一定程度上代表所述叶轮内部流体的稳定性的参数；调节所述进口导叶角和所述转轮转速以使所述参数保持在预定范围内，并且由所述传感器测出的流量和水头的值来满足各自的要求值。与现有技术相比，本发明的控制方法可获得涡轮机械的更好的性能。
文档编号F04D29/46GK1536231SQ02122699
公开日2004年10月13日 申请日期1996年9月9日 优先权日1995年9月8日
发明者原田英臣, 西胁俊朗, 武井和生, 朗, 生 申请人:株式会社荏原制作所