(57)【要約】【課題】事前に実施する性能試験の回数が少なく、比較的単純なシステム構成でサージングの発生を回避することができる流体機械を提供する。【解決手段】回転可能な羽根車３と、回転可能であり、羽根車３へ流入する流体に旋回流を発生させる可変入口案内翼２と、羽根車３の回転速度Ｎと可変入口案内翼２の回転角αＩＧＶとを制御する制御器１４とを備える。制御器１４は、流体機械の吸込流量Ｑと段効率ηとの関係のデータと、流体機械の理論ヘッドＨｔｈと吸込流量Ｑとの関係のデータとを格納しており、これらのデータと羽根車３へ流入する流体の旋回角度α１とから、サージングが発生する流体の流量をサージング発生限界流量Ｑｓｕｒｇｅとして求め、求めたサージング発生限界流量Ｑｓｕｒｇｅに基づいて、羽根車３の回転速度Ｎと可変入口案内翼２の回転角αＩＧＶとを制御する。【選択図】図７
2015151986.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転可能な羽根車と、
回転可能であり、前記羽根車へ流入する流体に旋回流を発生させる可変入口案内翼と、
前記羽根車の回転速度と前記可変入口案内翼の回転角とを制御する制御器とを備え、
前記制御器は、
流体機械の吸込流量と段効率との関係のデータと、流体機械の理論ヘッドと吸込流量との関係のデータとを格納しており、
これらのデータと前記羽根車へ流入する前記流体の旋回角度とから、サージングが発生する前記流体の流量をサージング発生限界流量として求め、
求めた前記サージング発生限界流量に基づいて、前記羽根車の回転速度と前記可変入口案内翼の回転角とを制御する、
ことを特徴とする流体機械。
【請求項２】
前記制御器は、
前記可変入口案内翼の回転角と前記羽根車へ流入する前記流体の旋回角度との関係のデータを更に格納しており、
このデータから前記羽根車へ流入する前記流体の旋回角度を求め、求めた前記流体の旋回角度を用いて前記サージング発生限界流量を求める請求項１に記載の流体機械。
【請求項３】
前記可変入口案内翼と前記羽根車との間に、前記羽根車へ流入する前記流体の旋回角度の検出装置を更に備え、
前記制御器は、前記検出装置が検出した前記流体の旋回角度を用いて前記サージング発生限界流量を求める請求項１に記載の流体機械。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は流体機械に関し、特に、羽根車と、羽根車へ流入する流体に旋回流を発生させる旋回流発生装置とを有する流体機械に関する。
【背景技術】
【０００２】
遠心式や斜流式などの流体機械は、駆動機により回転する羽根車でガスや液体などの作動流体にエネルギーを与え、一般に、消費電力の低減や安定作動範囲の拡大が要求される。消費電力の低減や安定作動範囲の拡大を図るため、これら流体機械の中でも特に単段構成の流体機械では、駆動機の回転速度をインバータ等で制御する回転速度制御や、羽根車の上流側に取り付けた可変入口案内翼（ｉｎｌｅｔ  ｇｕｉｄｅ  ｖａｎｅ。以下「ＩＧＶ」と呼ぶ。）などの旋回流発生装置による制御などが行われる場合が多い。ＩＧＶによる制御（ＩＧＶ制御）では、ＩＧＶ開度（ＩＧＶの回転角、つまりＩＧＶの翼の取付角度）を変更し、羽根車の仕事が低減する方向の旋回をＩＧＶによって作動流体に付与する。
【０００３】
回転速度の低減やＩＧＶ開度の低減により流体機械の運転流量を低減していくと、羽根車やディフューザなどの流体機械の各構成要素の翼の入口角と流入流れの角度との差が大きくなったり、又は内部流速の流れ方向への減速が大きくなったりすることで、ある流量にて流れが翼面から剥離する。流れの剥離が生じると圧力損失が増大し、ついには流量を低減しても圧力が上昇しない、いわゆる失速が生じる。流体機械が失速する、つまり流体機械の流量Ｑ−ヘッド（圧力）上昇Ｈの特性曲線上にｄＨ／ｄＱ≦０の領域が現れると、流体機械の内部での流量や圧力の微小変動が自励振動を起こし、系全体の圧力や流量が激しく振動するサージングが生じる。サージングが発生すると安定運転が不可能となるばかりでなく、機器が損傷する場合がある。
【０００４】
このため、流体機械では、サージングが生じないように運転制御をする必要がある。回転速度制御やＩＧＶ制御を用いる場合には、回転速度やＩＧＶの設定条件ごとにサージング発生限界流量、つまりｄＨ／ｄＱ＝０となる流量点が異なるため、各回転速度や各設定条件におけるサージング発生限界流量を決定する必要があり、このような決定を行う制御法を用いて運転制御を行う必要がある。
【０００５】
ＩＧＶ制御を用いる場合において、サージング発生限界流量を決定する最も単純な手法は、多数のＩＧＶ開度に対して事前に性能試験を実施しておき、各ＩＧＶ開度におけるサージング発生限界流量を求め、これらのデータを集めたデータベースを構築しておく手法である。羽根車の回転速度の変化時における流体機械の特性変化は、例えば非特許文献１に記載されているように、以下の式（１）〜（３）で示される流体機械の回転速度相似則、
【０００６】
【数１】
2015151986.tif 000003
【０００７】
【数２】
2015151986.tif 000004
【０００８】
【数３】
2015151986.tif 000005
【０００９】
（但し、Ｑ、Ｈ、及びＬは、それぞれ羽根車の回転速度がＮの場合の吸込体積流量、ヘッド（圧力）、及び軸動力を表し、Ｑ’、Ｈ’、及びＬ’は、それぞれ羽根車の回転速度がＮ’の場合の吸込体積流量、ヘッド、及び軸動力を表す。）により表すことができる。このため、ＩＧＶ開度を変えた場合のデータを集めたデータベースを構築しておけば、サージング発生限界流量を決定するのに十分である。
【００１０】
また、サージングの初生を検知することでサージングを回避しようとする手法が、従来から多数提案されている。例えば、特許文献１には、サージングの初生を圧力の上昇で検出する技術が記載されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１１】
【特許文献１】特開昭６３−１６１３６２号公報
【非特許文献】
【００１２】
【非特許文献１】ターボ機械協会編、「ターボポンプ」、日本工業出版、２００７年、ｐｐ．１９−２０
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１３】
上述したような従来の方法でも、サージングの発生を回避することは可能である。しかし、サージング発生限界流量を決定するために非常に多くの性能試験を予め実施する必要があるという課題や、サージングの初生を検知するために高応答なセンサを必要とするのでシステム構成が複雑で高価となるという課題があった。
【００１４】
本発明は、事前に実施する性能試験の回数が少なく、比較的単純なシステム構成でサージングの発生を回避することができる流体機械を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１５】
上記課題を解決するため、本発明による流体機械は、回転可能な羽根車と、回転可能であり、前記羽根車へ流入する流体に旋回流を発生させる可変入口案内翼と、前記羽根車の回転速度と前記可変入口案内翼の回転角とを制御する制御器とを備える。前記制御器は、流体機械の吸込流量と段効率との関係のデータと、流体機械の理論ヘッドと吸込流量との関係のデータとを格納しており、これらのデータと前記羽根車へ流入する前記流体の旋回角度とから、サージングが発生する前記流体の流量をサージング発生限界流量として求め、求めた前記サージング発生限界流量に基づいて、前記羽根車の回転速度と前記可変入口案内翼の回転角とを制御することを特徴とする。
【発明の効果】
【００１６】
本発明によれば、事前に実施する性能試験の回数が少なく、比較的単純なシステム構成でサージングの発生を回避することができる流体機械を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１７】
【図１】本発明の実施例１による流体機械の縦断面図。
【図２Ａ】遠心式単段流体機械Ａの特性曲線の実測例。
【図２Ｂ】遠心式単段流体機械Ｂの特性曲線の実測例。
【図３Ａ】遠心式単段流体機械Ｂの段効率ηの特性曲線を示す図。
【図３Ｂ】遠心式単段流体機械Ｂの羽根車効率ηｉｍｐの特性曲線を示す図。
【図４Ａ】流体機械のディフューザの位置における絶対速度ベクトルを示す図。
【図４Ｂ】流体機械の羽根車の出口における速度三角形を示す図。
【図４Ｃ】流体機械のＩＧＶの下流における絶対速度ベクトルと、羽根車の入口における速度三角形を示す図。
【図５】流体機械の性能特性曲線の模式図。
【図６】ＩＧＶ回転角と実際の流体の流れの予旋回角度α１との関係を模式的に示す図。
【図７】実施例１における流体機械の制御システムの構成図。
【図８】実施例１における流体機械の、サージング発生限界流量を導出する方法のフローチャート。
【図９】本発明の実施例２における流体機械の制御システムの構成図。
【発明を実施するための形態】
【００１８】
本発明による流体機械は、羽根車と、羽根車へ流入する流体に旋回流を発生させる旋回流発生装置である可変入口案内翼（ＩＧＶ）と、羽根車の回転速度と可変入口案内翼の回転角とを制御する制御器とを備え、事前に実施する性能試験の回数を必要最小限に抑えながら、比較的単純なシステム構成にて、サージングが発生する流体の流量であるサージング発生限界流量を算出することができる。この結果、本発明による流体機械は、サージングの発生を回避することができ、運転信頼性を向上できる。
【００１９】
以下、羽根車が１つだけある単段の流体機械を例に挙げて、本発明の実施例による流体機械を、図面を用いて説明する。
【実施例１】
【００２０】
図１は、本発明の実施例１による流体機械の縦断面図である。図１では、流体機械のうち、羽根車３の回転軸６より上側を示しており、下側は省略している。なお、本実施例では、流体機械の一例として、単段の遠心式のターボ型圧縮機を例に挙げて説明するが、本発明による流体機械は、その他の種類の流体機械にも適用することができる。
【００２１】
本実施例による流体機械は、回転して流体を昇圧する羽根車３、羽根車３が設置された回転軸６、回転可能に設置され羽根車３へ流入する流体に任意の旋回角を付与して旋回流を発生させるＩＧＶ２、ＩＧＶ２を回転させる駆動機１、羽根車３の下流側に設けられ羽根車３の出口から流入する流体の動圧を静圧へと変換する円形翼列ディフューザ４、及びディフューザ４に接続された吐出スクロール５を備える。ＩＧＶ２は、流体機械の作動流体の入口に設けられ、回転軸６に対し放射状に設けられた翼列である。羽根車３は、図示しない駆動機の作用により回転軸６が回転することで、回転駆動される。なお、ディフューザ４は、翼のないベーンレスディフューザでもよい。また、吐出スクロール５は、スクロールと類似の別形態の吐出流路でもよい。これらの流体機械の各構成要素は、ケーシング７内に格納され、内部流路を構成する。
【００２２】
作動流体は、流体機械の吸込流路８から吸い込まれ、ＩＧＶ２により任意の旋回角を与えられた状態で羽根車３に流入して昇圧され、ディフューザ４で減速された後、吐出スクロール５により吐出流路９へと導き出される。
【００２３】
図２Ａ、図２Ｂを用いて、本発明の実施例１による流体機械の性能特性に関して説明する。図２Ａ、図２Ｂは、図１と同様の構成であり、かつ各構成要素の形状が全く異なる２種類の単段の遠心式流体機械（遠心式単段流体機械Ａと遠心式単段流体機械Ｂ）について、吸込流量Ｑ−ヘッド上昇Ｈの特性曲線と、吸込流量Ｑ−効率（段効率）ηの特性曲線との実測例を示す図である。段効率とは、ＩＧＶ２の入口と吐出スクロール５の出口における温度と圧力から算出したヘッドと、理論ヘッド（軸動力）とから算出した効率のことである。図２Ａは、遠心式単段流体Ａについての特性曲線を示し、図２Ｂは、遠心式単段流体機械Ｂについての特性曲線を示す。図２Ａ、図２Ｂに示すように、遠心式単段流体Ａについては、ＩＧＶ開度が１００％、３５％、及び１５％の場合の性能試験を実施し、遠心式単段流体Ｂについては、ＩＧＶ開度が１００％、１０％、及び５％の場合の性能試験を実施して、それぞれ特性曲線を求めた。
【００２４】
図２Ａ、図２Ｂから分かる通り、我々が実施した性能試験の結果から、効率特性に以下の特徴があることが分かった。即ち、性能試験を実施した２種類の単段の遠心式流体機械（遠心式単段流体機械Ａと遠心式単段流体機械Ｂ）は、設計が全く異なるのにも関わらず、各ＩＧＶ開度に対する低流量側のサージング発生限界流量付近におけるＱ−η特性曲線が、ＩＧＶ開度によらない一本の曲線（図２Ａ、図２Ｂ中の点線）で、ほぼ完全に表現できることが分かった。サージング発生限界流量とは、吸込流量Ｑ−ヘッド上昇Ｈの特性曲線の傾きがゼロとなる流量、即ちｄＨ／ｄＱ＝０となる流量のことである。
【００２５】
このように、ＩＧＶを備える単段の流体機械において、低流量側のサージング発生限界流量付近におけるＱ−η特性曲線（吸込流量Ｑと段効率ηとの関係）が、ＩＧＶ開度によらない一本の曲線で表現できる理由は、以下のように考えられる。
【００２６】
図３Ａは、図２Ｂに示した遠心式単段流体機械Ｂの段効率ηの特性曲線を示す図であり、図３Ｂは、遠心式単段流体機械Ｂの羽根車効率ηｉｍｐの特性曲線を示す図である。それぞれ、各ＩＧＶ開度の系列の最も低流量側における流量付近が、ｄＨ／ｄＱ＝０となるサージング発生限界流量である。羽根車効率ηｉｍｐとは、羽根車３の入口と出口における温度と圧力から算出したヘッドと、理論ヘッド（軸動力）とから算出した効率のことであり、羽根車３の単体の効率のことである。なお、図３Ａと図３Ｂの縦軸のスケールは、同一である。
【００２７】
図３Ａに示すように、段効率ηは、ＩＧＶ開度に応じて大きく変化する。一方、図３Ｂ中の点線の円で示すように、異なるＩＧＶ開度でのサージング発生限界流量付近の羽根車効率ηｉｍｐの差異は、図３Ａに示す異なるＩＧＶ開度でのサージング発生限界流量付近の段効率ηの差異に比べて、非常に小さい。従って、低流量側では、羽根車３の下流側に位置するディフューザ４による損失が支配的であり、ディフューザ４の効率に応じて段効率ηが変化していると考えられる。
【００２８】
図４Ａ〜４Ｃは、流体機械のＩＧＶ２と羽根車３とディフューザ４の位置における速度ベクトルを示す図である。図４Ａは、ディフューザ４の位置における絶対速度ベクトルを示す図である。図４Ｂは、羽根車３の出口における速度三角形を示す図である。図４Ｃは、ＩＧＶ２の下流における絶対速度ベクトルと、羽根車３の入口における速度三角形を示す図である。また、ＩＧＶ２の位置における速度三角形は、ＩＧＶ２の回転角（ＩＧＶ回転角）が０°の場合（即ちＩＧＶ開度が１００％の場合）と、ＩＧＶ回転角が０°でない場合（即ちＩＧＶ開度が１００％でない場合）とを示している。
【００２９】
図４Ａ〜４Ｃにおいて、αＩＧＶはＩＧＶ回転角（回転軸方向と、ＩＧＶ２の後縁の向く方向とがなす角度で、羽根車３の回転方向と同一の方向を正とする）、Ｃは流体の絶対速度、Ｃｍは流体の絶対速度の子午面方向成分、Ｃｕは流体の絶対速度の周方向成分、Ｕは羽根車３の周速度、Ｗは羽根車３の相対速度、αは流体の絶対流れ角（回転軸方向又は径方向と、絶対速度ベクトルとがなす角度で、羽根車３の回転方向と同一の方向を正とする）、βは流体の相対流れ角、及びβｂは羽根車３の羽根角度（各羽根部位における、円周方向と、羽根に沿う方向に引いた接線とがなす角度で、羽根車３の回転方向と同一の方向を正とする）をそれぞれ表し、添え字の「１」は羽根車３の入口における値、「２」は羽根車３の出口における値、「３」はディフューザ４の入口における値、「４」はディフューザ４の出口における値を、それぞれ示す。
【００３０】
図４Ａ〜４Ｃから分かる通り、羽根車３へ流入する流体の絶対流れ角α１（予旋回角度α１）はＩＧＶ回転角αＩＧＶによって変化し、予旋回角度α１の値に応じて、羽根車３のＱ−ηｉｍｐ特性曲線の形状が大きく変化することが予測される。これは、以下の式（４）で表される羽根車の理論ヘッドＨｔｈ（損失のない、効率１００％の場合のヘッド）、
【００３１】
【数４】
2015151986.tif 000006
【００３２】
（但し、ｇは重力加速度を表す。）の値や、羽根車３の入射角（＝β１ｂ−β１）と羽根車３の減速比（＝Ｗ１／Ｗ２）の値が、羽根車３の入口における予旋回角度α１の値によって大きく変化するためである。
【００３３】
しかし、ＩＧＶ部での圧力損失がなく、かつ作動流体が非圧縮性流体であるような理想的な状態を考えれば、α１が変化しても、羽根車３の出口における子午面方向の流体の絶対速度Ｃｍ２の変化はないから、吸込流量Ｑが同一であれば、α１の値によらず羽根車３の出口での速度三角形の形状は、同一となる（実際には、作動流体が圧縮性流体の場合、α１を大きくするためにαＩＧＶを大きくすると、ＩＧＶ部で圧力損失が発生し、羽根車３の入口での作動流体の密度が変化するため、Ｃｍ２は厳密には等しくならないが、その変化量は小さいため、上記の理想的状態を想定して差し支えない）。従って、ディフューザ４の効率特性曲線（横軸に流量、縦軸に各流量におけるディフューザ部で発生するヘッド損失の理論ヘッドに対する割合をとった曲線）の形状に大きく影響する因子であるディフューザ入射角（＝β３ｂ−α３）も、α１の値によらず、ほぼ吸込流量Ｑの値のみで決定されることとなる。ＩＧＶ回転角αＩＧＶと作動流体の予旋回角α１とは一対一の対応関係があるため、この結果として、ディフューザ４の効率特性曲線の形状も、αＩＧＶの値によらずに、ほぼ同一となると考えられる。
【００３４】
前述の通り、サージング発生限界流量付近の羽根車効率ηｉｍｐは、ＩＧＶ開度によらずほぼ同一の値となり、かつ、低流量側において性能に対し支配的であるディフューザ４の効率特性曲線の形状は、αＩＧＶの値によらずほぼ同一となると考えられるから、結果として、サージング発生限界流量付近におけるＱ−η特性曲線は、ＩＧＶ開度によらない一本の曲線として表現できるものと考えられる。
【００３５】
この知見を利用すると、事前に実施する性能試験の回数を必要最小限に抑えながら、比較的単純なシステム構成にて、流体機械のサージング発生限界流量を算出することができる。その手法を、以下に説明する。
【００３６】
前述の式（４）と図４Ａ〜４Ｃとから、Ｈｔｈは、吸込流量Ｑの低下と共に直線的に増大することが導かれる。流体に予旋回角度α１を与えない場合には、式（４）の右辺第二項Ｕ１Ｃｕ１／ｇが０となり、Ｈｔｈは羽根車３の出口での速度三角形のみで決定される。一方、流体に予旋回角度α１を与えた場合には、予旋回角度α１を与えない場合よりも同一流量におけるＨｔｈが小さくなるが、流量を低減していくにつれて、Ｃｕ１は小さくなり、予旋回角度α１を与えない場合のＨｔｈとの差は徐々に小さくなる。また、各流量点において、Ｈｔｈから各部の圧力損失を差し引いた値が実際の流体機械のヘッド上昇Ｈとなるから、流体機械の段効率ηは、以下の式（５）
【００３７】
【数５】
2015151986.tif 000007
【００３８】
で表される。
【００３９】
図５は、流体機械の性能特性曲線の模式図であり、吸込流量Ｑに対するヘッド上昇Ｈと段効率ηを示す図である。前記の通り、予め事前にαＩＧＶを２〜３通りに変化させた性能試験を実施しさえすれば、サージング発生限界流量付近における、ＩＧＶ開度によらない一本のＱ−η特性曲線（図５中のη’（Ｑ））を得ることができる。従って、これに加えて、αＩＧＶの値に応じた理論ヘッドＨｔｈの流量変化特性が分かれば、Ｈ＝η’Ｈｔｈであるので、全てのＩＧＶ開度の条件に対して、サージング発生限界流量付近のＱ−Ｈ特性曲線の形状を導出することが可能である。
【００４０】
理論ヘッドＨｔｈの流量変化特性を求めるにあたり、Ｈｔｈを表す式（４）の右辺第一項については、例えば、次のように求めることができる。予め事前に実施する性能試験の結果から、以下の式（６）で表されるすべり係数ξ（羽根車３の出口で流れがどれだけ翼に沿って流出するかを表す指標）、
【００４１】
【数６】
2015151986.tif 000008
【００４２】
（但し、Ｃｕ２∞は、流れが完全に翼に沿って流出する際の、流体の絶対速度の周方向成分を表す。）を算出しておく。作動流体が非圧縮性流体の場合には、
【００４３】
【数７】
2015151986.tif 000009
【００４４】
より、すべり係数ξ、羽根車３の代表的寸法値（例えば、出口径、出口幅、及び出口角）、及び吸込流量ＱのみからＣｕ２を求めることができる。作動流体が圧縮性流体の場合には、羽根車３の出入口間で流体の密度が変化するため、羽根車３の出口での体積流量は吸込流量Ｑと同一にならないが、簡単な反復計算を実施することで、Ｃｕ２を求めることが可能である。ここで、ξの値はαＩＧＶの変化にほとんど影響を受けないから、ＩＧＶ開度が１００％の時の性能試験結果から、Ｈｔｈの計算値が実測値と合うようにξの値を算出すればよい。
【００４５】
一方、式（４）の右辺第二項については、図４Ａ〜４Ｃ中に示される予旋回角度α１の値を導出する何らかの手法が必要となる。これは、ＩＧＶ回転角αＩＧＶと実際の流体の流れの予旋回角度α１とが、必ずしも一致しないためである。本実施例では、このαＩＧＶとα１との関係を、αＩＧＶを２〜３通りに変化させた性能試験の結果から導出する。この性能試験は、上述したように、ＩＧＶ開度によらないＱ−η特性曲線（図５中のη’（Ｑ））を得るために予め事前に実施する試験である。
【００４６】
図６は、αＩＧＶを２〜３通りに変化させた性能試験の結果から導出したＩＧＶ回転角αＩＧＶと実際の流体の流れの予旋回角度α１との関係を模式的に示す図である。ＩＧＶ開度（即ちＩＧＶ回転角αＩＧＶ）を変更して予め事前に実施した幾つかの性能試験の結果と、例えば上記の式（６）で求めたすべり係数ξを用いて算出した理論ヘッドＨｔｈとが合うように、α１の値を求める。この際、以下の式（８）
【００４７】
【数８】
2015151986.tif 000010
【００４８】
を、式（４）に代入してα１を変化させていき、算出したＨｔｈが実測値と合致したときのα１が、実際の予旋回角度である。事前試験を実施したＩＧＶ開度（即ちＩＧＶ回転角αＩＧＶ）ごとにα１の値を求め、これらの値をグラフにプロットし、これらのプロットと点（０、０）との間を補間する補間関数を算出すれば、ＩＧＶ回転角αＩＧＶと実際の流体の流れの予旋回角度α１との関係α１（αＩＧＶ）を導出することができ、図６に示すαＩＧＶ−α１曲線を得ることができる。図６に示すαＩＧＶ−α１曲線（補間関数α１（αＩＧＶ））から、全てのＩＧＶ開度における予旋回角度α１が求められる。
【００４９】
なお、図６には、α１＝αＩＧＶを表す破線を、参考のために示している。流体がＩＧＶ２に沿って流れた場合には、α１＝αＩＧＶとなる。
【００５０】
事前試験の結果からαＩＧＶ−α１曲線を求めておくことで、全てのＩＧＶ開度（即ち全てのＩＧＶ回転角αＩＧＶ）における、サージング発生限界流量付近のＱ−Ｈ特性曲線の形状を導出することができる。そして、求めたＱ−Ｈ特性曲線においてｄＨ／ｄＱ＝０となる吸込流量Ｑを求めることで、流体機械のサージング発生限界流量を求めることができる。
【００５１】
図７は、本実施例における流体機械の制御システムの構成図である。図７に示すように、流体機械の制御システムは、図１に示した流体機械と、流体機械に設置された計測装置と、流体機械を制御する制御器１４を備える。
【００５２】
流体機械の吸込流路８には、吸込流量Ｑの計測装置１１ａ、吸込圧力Ｐｓの計測装置１１ｂ、及び吸込温度Ｔｓの計測装置１１ｃが設置される。ＩＧＶ２の駆動機１には、ＩＧＶ回転角αＩＧＶの計測装置１１ｄが設置される。羽根車３の回転軸６には、羽根車３の回転速度Ｎの計測装置１１ｅが設置される。吐出流路９には、吐出圧力Ｐｄの計測装置１１ｆが設置される。これらの計測装置１１ａ〜１１ｆは、回線１２ａ〜１２ｆを介して、制御器１４と接続される。
【００５３】
制御器１４は、ＩＧＶ回転角αＩＧＶを調整するための制御信号を、回線１３ａを介してＩＧＶ２の駆動機１へ送る。ＩＧＶ２は、駆動機１によりＩＧＶ開度（即ちＩＧＶ回転角αＩＧＶ）が変更される。また、制御器１４は、回転速度Ｎを調整するための制御信号を、回線１３ｂを介して羽根車３の駆動機１０へ送る。羽根車３は、駆動機１０により回転軸６が回転することで、回転駆動される。なお、図７には示していないが、流量調整弁等の機器が配管に組み込まれている場合には、制御器１４は、これらの機器を調整するための信号を機器に送信することもできる。
【００５４】
制御器１４は、各種の演算装置と各種のデータを格納する記憶装置とを備える。演算装置の例としては、式（１）〜（３）で表される羽根車の回転速度Ｎの変化時の流体機械の性能変化量を求める装置、作動流体が圧縮性を有する場合にＣｕ２を求めるための簡単な反復演算をする装置、及びサージング発生限界流量を決定するのに必要なその他の演算を行う装置などがある。記憶装置に格納されるデータの例としては、予め事前に実施する性能試験の結果から求めたη’（Ｑ）とすべり係数ξ、ＩＧＶ開度が１００％の時の性能試験結果から得られるＨｔｈの流量変化特性とその勾配、補間関数α１（αＩＧＶ）のデータ、対象とする流体機械の主要寸法値、及びサージング発生限界流量を決定するのに必要なその他のデータなどがある。
【００５５】
本実施例では、以下のように、流体機械のサージング発生限界流量を求めて、流体機械の運転を制御する。なお、以下の説明では、所望のヘッドＨと流量Ｑを得るために、ある回転速度とＩＧＶ回転角で運転されていた流体機械を、異なる回転速度Ｎ’とＩＧＶ回転角αＩＧＶ’で運転させた場合を考える。
【００５６】
図８は、本実施例における流体機械の、サージング発生限界流量を導出する方法のフローチャートである。
【００５７】
Ｓ１０で、計測装置１１ｅ（図７）で羽根車３の回転速度Ｎ’を取得する。
【００５８】
Ｓ１２で、Ｓ１０で取得したＮ’を、予め事前に実施した性能試験における羽根車３の回転速度Ｎと比較し、回転速度比Ｎ’／Ｎを算出する。
【００５９】
Ｓ１４で、この回転速度比Ｎ’／Ｎと、前記の式（１）を変形した式（９）
【００６０】
【数９】
2015151986.tif 000011
【００６１】
とから、回転速度Ｎにおける動作点（流量Ｑ）と同一な動作条件となる（つまり効率が等しくなる）、回転速度Ｎ’における動作点（流量Ｑ’）を求める。
【００６２】
Ｓ１６で、この流量Ｑ’を、予め事前に求めておいたＱ−η特性曲線（図５中のη’（Ｑ））のＱに代入すると、回転速度Ｎ’における、ＩＧＶ開度によらない一本のＱ−η特性曲線η’（Ｑ’）
【００６３】
【数１０】
2015151986.tif 000012
【００６４】
を得る。
【００６５】
Ｓ１８で、回転速度がＮ’でＩＧＶ回転角がαＩＧＶ’の条件における理論ヘッドＨｔｈの流量変化特性、即ち理論ヘッド特性Ｈｔｈ’（Ｑ’）を求める。具体的には、予め事前に求めておいたξの値と式（７）とから、この運転条件における、羽根車３の出口における流体の絶対速度の周方向成分Ｃｕ２’（Ｑ’）を求める。更に、予め事前に求めておいた補間関数α１（αＩＧＶ）（図６）と式（８）とから、この運転条件における、羽根車３の入口における流体の絶対速度の周方向成分Ｃｕ１’（Ｑ’）を求める。なお、ＩＧＶ回転角αＩＧＶ’は、計測装置１１ｄで計測する。以上のようにして求めたＣｕ２’（Ｑ’）とＣｕ１’（Ｑ’）と式（４）とから、Ｈｔｈ’（Ｑ’）を求める。
【００６６】
Ｓ２０では、Ｓ１６で求めたη’（Ｑ’）とＳ１８で求めたＨｔｈ’（Ｑ’）とを式（５）に代入すると、本運転条件における、サージング発生限界流量付近のヘッドの流量変化特性Ｈ’（Ｑ’）が、以下の式（１１）
【００６７】
【数１１】
2015151986.tif 000013
【００６８】
で求めることができる。
【００６９】
Ｓ２２で、式（１１）をＱ’で微分し、ｄＨ’（Ｑ’）／ｄＱ’＝０となる流量Ｑ’を、本運転条件におけるサージング発生限界流量Ｑｓｕｒｇｅとして求める。
【００７０】
このように、本実施例における流体機械は、制御器１４が、ｄＨ’（Ｑ’）／ｄＱ’＝０となる流量Ｑｓｕｒｇｅを算出し、算出した流量Ｑｓｕｒｇｅの記憶と更新を繰り返す。そして、制御器１４は、流量Ｑ、吸込圧力Ｐｓ、吸込温度Ｔｓ、及び吐出圧力Ｐｄの計測結果を基に算出するヘッドＨと流量Ｑが所望の値を満足し、かつ流量Ｑがサージング発生限界流量Ｑｓｕｒｇｅを下回らないように、羽根車３の回転速度Ｎ、ＩＧＶ回転角αＩＧＶ、及び流量調整弁を制御する。
【００７１】
なお、図２から、αＩＧＶ≠０°の場合（ＩＧＶ開度が１００％でない場合）には、η（Ｑ）’のライン上付近に最高効率点が位置することが分かる。従って、αＩＧＶを大きく設定した場合（ＩＧＶ開度を小さくした場合）には、η’（Ｑ）のライン上の流量を狙って羽根車３の回転速度Ｎ、ＩＧＶ回転角αＩＧＶ、及び流量調整弁を制御し、所望のヘッドＨに合わせ込むのがよい。
【実施例２】
【００７２】
図９は、本発明の実施例２における流体機械の制御システムの構成図である。図９において、図７と同一の符号は、図７と同一又は共通の構成要素を示し、これらの構成要素についての説明は省略する。
【００７３】
本実施例による流体機械の制御システムは、ＩＧＶ２と羽根車３との間に、予旋回角度α１の検出装置１５を備え、検出装置１５が回線１５ａを介して制御器１４と接続されている点が、実施例１による流体機械の制御システム（図７）と相違する。予旋回角度α１の検出装置１５を備えることにより、図６に示した補間関数α１（αＩＧＶ）を事前に求めなくても、実施例１と同様に、サージング発生限界流量Ｑｓｕｒｇｅを求めることが可能である。サージング発生限界流量Ｑｓｕｒｇｅは、図８に示したフローチャートによる方法で求めることができる。但し、Ｓ１８では、検出装置１５が検出した予旋回角度α１と式（８）とから、羽根車３の入口における流体の絶対速度の周方向成分Ｃｕ１’（Ｑ’）を求める。
【００７４】
予旋回角度α１の検出装置１５には、例えば、ＩＧＶ２の下流での流体の流れに完全に追随して方向を変えるような小型で軽量な金属片を用いることができる。このような金属片を、回転可能な軸に取り付け、配管の内部に挿入し、角度検出器でこの金属片の回転角度を計測することで、予旋回角度α１を検出する。
【００７５】
本実施例の流体機械の制御システムは、検出装置１５を備えるため、実施例１の流体機械の制御システムと比べると若干、構成が複雑となるが、予旋回角度α１を直接求めることができる。このため、予旋回角度α１を求めるときの補間の仕方に精度が依存する実施例１の流体機械の制御システムよりも、サージング発生限界流量Ｑｓｕｒｇｅをより正確に求めることが可能である。
【００７６】
なお、本発明は、上記の実施例に限定されるものではなく、様々な変形例を含む。例えば、上記の実施例は、本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、本発明は、必ずしも説明した全ての構成を備える態様に限定されるものではない。
【符号の説明】
【００７７】
１…ＩＧＶの駆動機、２…ＩＧＶ（可変入口案内翼）、３…羽根車、４…ディフューザ、５…吐出スクロール、６…羽根車の回転軸、７…ケーシング、８…吸込流路、９…吐出流路、１０…羽根車の駆動機、１１ａ…吸込流量Ｑの計測装置、１１ｂ…吸込圧力Ｐｓの計測装置、１１ｃ…吸込温度Ｔｓの計測装置、１１ｄ…ＩＧＶ回転角αＩＧＶの計測装置、１１ｅ…羽根車の回転速度Ｎの計測装置、１１ｆ…吐出圧力Ｐｄの計測装置、１２ａ〜１２ｆ、１３ａ、１３ｂ、１５ａ…回線、１４…制御器、１５…予旋回角度の検出装置。
【図１】
2015151986.tif 000014
【図２Ａ】
2015151986.tif 000015
【図２Ｂ】
2015151986.tif 000016
【図３Ａ】
2015151986.tif 000017
【図３Ｂ】
2015151986.tif 000018
【図４Ａ】
2015151986.tif 000019
【図４Ｂ】
2015151986.tif 000020
【図４Ｃ】
2015151986.tif 000021
【図５】
2015151986.tif 000022
【図６】
2015151986.tif 000023
【図７】
2015151986.tif 000024
【図８】
2015151986.tif 000025
【図９】
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