Mehrstufiger Axialströmungskompressor Gegenstand der vorliegenden Erfindung ist ein mehrstufiger Axialströmungskompres sor, der zwei relativ zueinander rotierende Körper aufweist. Dabei kann nur der eine der beiden Körper drehbar sein, während der andere stillsteht, oder es können beide Kör per in zueinander entgegengesetzten Dreh richtungen rotieren. Die Erfindung bezwveclkt die Schaffung eines Axialströmnungskompres- sors der genannten Art, der Mittel aufweist, welche die Änderung der Betriebscharakte ristik des Kompressors in einer gewünschten Weise über einen relativ grossen Betriebs bereich des Kompressors gestatten.
Es ist üblich, einen Kompressor für be stimmte Drehzahl und Förderverhältnisse aus zulegen, so dass in diesem Betriebspunkt ein maximaler Wirkungsgrad erzielt, wird. Bei Drehzahlen, die unter dieser Nenndrehzahl liegen, wenn der Druckanstieg pro Stufe des Kompressors geringer ist als der Nenndruck anstieg, besteht die Neigung zur Beschleuni gung der Axialströmung des Arbeitsmediums vom Einlass zum Auslass des Kompressor, da das Gesamtkompressionsverhältnis des Kom- pressors dann kleiner ist als das Nennkom pressionsverhältnis.
Diese Beschleunigung der Strömung zeigt sieh in einer Verminderung der axialen Geschwindigkeitskomponente des Arbeitsmediums am Einlass und einer Zu nahme der axialen Geschwindigkeitskompo nente des Arbeitsmediums am Kompressor- auslass, verglichen mit jenen axialen Geschwin digkeitskomponenten, wie sie bei den Nenn betriebswerten auftreten.
Die zur Aufrechterhaltung des besten Wir kungsgrades des Kompressors bei Nenndreh zahl gewählten Winkel und Form eignen sich nicht zur Aufrechterhaltung dieses Wirkungs grades bei geringeren Drehzahlen. Ferner er geben sich, besonders wenn der Kompressor mit hohem Kompressionsverhältnis, zum Bei spiel 5 :1, arbeitet, erhebliche Schwierigkei ten bei der Aufrechterhaltung des Betriebes mit relativ geringen Drehzahlen. Solche Schwierigkeiten sind bekannt und umfassen zum Beispiel das sogenannte Pumpen in den Einlassstufen des Kompressors, das eine Folge der Herabsetzung der axialen Geschwin digkeitskomponente des Arbeitsmediums ist;
dieses Pumpen kann zu einem völligen Zu sammenbruch der normalen Strömungsver hältnisse im- Kompressor führen.
Es wurde schon vorgesehen, diese .Schwie rigkeiten dadurch zu beheben, da.ss Mittel zum Einstellen der Leit- und/oder Laufschaufeln, besonders der Schaufeln der Einlassstufen des Kompressors vorgesehen werden, um den Drall des Arbeitsmedüuns in diesen Stufen so ändern zu können, dass das genannte Pum pen vermieden wird.
Ein anderer Vorschlag zur Behebung der genannten Schwierigkeiten ging dahin, 1VIittel zum Abzapfen eines Teils des Arbeitsmediums des Kompressors an einer zwischen Einlass und Auslass desselben liegenden Stelle vorzu sehen. Diese Anordnung gestattet es, die axiale Geschwindigkeitskomponente des Ar beitsmediums in den Niederdruckstufen des Kompressors auf einem Wert zu halten, der annähernd gleich dem bei Nennbedingungen erhaltenen Wert entspricht, ohne dass in den übrigen Kompressorstufen die axiale Ge schwindigkeitskomponente erhöht wird. Diese Methode bringt neben einigen erwünschten Vorteilen auch unerwüinsehte Verluste und stellt ferner schwierige Einbau- und Steuer probleme.
Es ist zu bemerken, dass die angeführten Schwierigkeiten noch vergrössert werden, wenn der Kompressor für hohes Kompressionsver hältnis gebaut ist, da dann eine besonders ausgeprägte Konvergenz des Kompressor durchlasses vorhanden ist. Auch bei Verwen dung von Hochleistungskompressoren mit Axialströmung in Gasturbinenanlagen, die als Flugzeugtriebwerk ausgebildet sind, nehmen die genannten Schwierigkeiten zu, da hier innerhalb eines relativ grossen Drehzahl-, Höhen- oder Einlassdruekbereichs ein hoher Wirkungsgrad verlangt wird.
Gemäss der vorliegenden Erfindung besitzt der mehrstufige Axialströmungskompressor einen Kranz von Einlassleitschaufeln, wobei von jeder dieser Einlassleitsehaufeln minde stens ein der innern Durchlasswand benach barter Teil zur Veränderung des Auslasswin- kels der Schaufel derart einstellbar ist, dass im Bereich der innern Durchlasswand am Aus lass des Leitschaufelkranzes in einem untern Drehzahlbereich die Drallkomponente des Ar beitsmediums grösser und die Axialkompo nente kleiner ist als in einem obern Dreh zahlbereich,
und so dass im Bereich der äussern Durehlasswand am Auslass des Leit- schaufelkranzes die Axialkomponente im un tern Drehzahlbereich grösser ist als im obern Drehzahlbereich.
Die Mittel zur Einstellung der einstell baren Schaufelteile umfassen zweckmässig eine auf eine Betriebsgrösse des Kompressors (zum Beispiel auf die wirkliche Kompressordreh- zahl, die korrigierte Kompressordrehzahl, den Kompressorförderdruck, das Kompressions verhältnis des Kompressors oder eine andere mit der Kompressordrehzahl sieh ändernde Betriebsgrösse) ansprechende Steuervorrich tung.
Einige Ausführungsbeispiele des erfin dungsgemässen mehrstufigen Axialströmungs- kompressors sind in der beiliegenden Zeich nung dargestellt. Es zeigt Fig. 1 bis 3 je den Einlassteil eines Kom- pressors nach der Erfindung im Axialschnitt, Fig. 3a ein Paar Einlassleitschaufeln des Kompressors nach Fig.3. Fig. 4 bis 6 je den Einlassteil eines Kom- pressors nach der Erfindung und Fig. 7 eine Steuervorriehtung für den Kompressor, dessen Einlassteil in Fig. 6 ge zeigt ist.
Ein Ausführungsbeispiel eines Kompres- sors mit der beschriebenen Einstellmöglich keit ist in Fig. 1 dargestellt. Bei diesem Kom pressor ist stromaufwärts der Einlassleitschau- feln 14 ein Kranz von einstellbaren Leit- schaufeln 23 vorgesehen. Jede Schaufel 23 ist mittels ihres Zapfens 24 beschränkt dreh bar, wobei dieser Zapfen in einer Axe liegt, die annähernd radial zur Drehaxe X-K des Kompressors verläuft. Der Zapfen 24 erstreckt sieh am Einlass 17 durch einen stationären Teil 21 der innern Wand des Kompressor- durchlasses 16 hindurch.
Die Schaufeln 23 erstrecken sieh nicht ganz bis zur äussern Durchlasswand, so dass sie innerhalb der Quersehnittsfläclre eines koaxial im Innern des Kompressordurehlasses gedach ten Ringes liegen.
Wenn somit. die Schaufeln 23 durch ihre -Zapfen ?4 im Sinne einer Ver- grösserung ihres Auslasswinkels relativ zur Axialrichtung des Kompressors verdreht wer den, wird das Verhältnis zwischen der Drall komponente und der Axialkomponente der diesen Schaufelkranz durchströmenden Luft.
im Bereich der innern Durehlasswand ver grössert, während das entsprechende Verhält nis im Bereich der äussern Durehlasswand un verändert bleibt. Zufolge der herabgesetzten Axialkomponente der Luft im innern Ring- teil des Durchlasses wird dagegen bei einem gegebenen Massendurchfluss die axiale Ge schwindigkeitskomponente im Bereich der äussern Durchlasswand vergrössert.
Die Schaufeln 23 sind zweckmässig so mit einander verbanden, dass sie alle gleichzeitig einstellbar sind. In diesem Fall sind, wie in der Zeichnung dargestellt, die Drehzapfen 24 mit Winkelarmen 22 versehen, welche derart in einen Ring 21 eingreifen, dass ein Drehen des Ringes 21 um die Axe X-X ein gleich zeitiges Einstellen aller Schaufeln 23 zur Folge hat.
Bei dem in Fig. 1 gezeigten Ausführungs beispiel sind die Einlassleitschaufeln, welche sich von der innern Durchlasswand bis zur äussern Durchlasswand erstrecken, in bekann ter Weise um ihre Drehzapfen 25 einstellbar und zu gleichzeitiger Betätigung miteinander verbunden.
Fig.2 zeigt ein weiteres Ausführungsbei spie l des Einlassteils eines mehrstufigen Axial- konmpressors. Die Einlassleitschaufeln beste- lhen hier je aus zwei Teilen 27, 28, wobei jede Schaufel zur Bildung der beiden Teile an der Stelle t26 quer zur Schaufellängsaxe geteilt ist. Der radial äussere Schaufelteil 27 jeder Schaufel ist am Kompressorgehäuse 11 befestigt, während der radial innere Schaufel teil 28 jeder Schaufel einen Drehzapfen 29 aufweist, der um eine radial zur Drehaxe X-X des Kompressors verlaufende Axe be grenzt drehbar ist.
Auch hier sind zweckmässig alle radial innern Schaufelteile 28 zu gleich- zeitimger Betätigung miteinander verbunden.
Somit bewirkt ein Einstellen der radial innern Schaufelteile 28 der Einlassleitschau- feln im Sinne eine Vergrösserung des Aus lasswinkels dieser Schaufeln bei niederen Kom pressordrehzahlen eine Vergrösserung des Ver hältnisses zwischen der Drallkomponente und der axialen Geschwindigkeitskomponente der die Leitschaufeln durchströmenden Luft im Bereich der innern Durchlasswand. Dagegen wird das entsprechende Verhältnis im Be reich der äussern Durchlasswand nicht v erän- cdert, da die radial äussern Schaufelteile 27 ortsfest bleiben, wobei jedoch die axiale Ge- schwindigkeitskomponente an dieser Stelle vergrössert wird.
Die Fig.3 und 3a zeigen ein dem Aus führungsbeispiel nach Fig. 3 analoges Beispiel, nur dass hier die radial äussern Leitschaufel- teile 27 unabhängig von den radial innern Leitschaufelteilen 28, aber um die gleiche Axe drehbar sind. Dies gestattet es, wenn er wünscht, das Verhältnis der Drallkomponente zur Axialkomponente der Strömung auch im Bereich der äussern Durchlasswand zu ver- grössern, um Pumpen zu vermeiden. Da gegen wird das Ausmass der Verstellung im Bereich der äussern Durchlasswand nicht so gross sein, wie das Ausmass der Verstellung im Bereich der innern Durchlasswand.
Beim Ausführungsbeispiel nach Fig.4 ist jede Einlassleitschaufel 14 zur Bildung zweier Schaufelteile 31, 32 längs einer Schaufeldia gonalen 33 geteilt. Diese Diagonale 33 führt, von der Sehaufelvorderkante im Bereich der innern Durchlasswand zur Sehaufelhinter- kante im Bereich der äussern Durchlasswand. Der Vorderteil 31 der Schaufel ist am Kom- pressorgehäuse verankert, während der Schau felhinterteil 3? auf Drehzapfen 35 sitzt und durch diese um die Axe 33 beschränkt dreh bar ist.
Die in Fig.4 gezeigte Leitschaufel 14 ist nicht, mir mittels des Winkelarmes 36 und eines Ringes 3'7 ausserhalb der innern Durch lasswand mit den andern Leitschaufeln ver bunden, sondern zusätzlich mit einer Kurbel 38 verbunden, die ein Einstellen der .Schau feln von der Aussenseite des Gehäuses 11 her gestattet. Beim Drehen der Kurbel 38 wird auch der Winkelarm 36 gedreht, so dass durch den Ring 3'7 alle übrigen Leitschaufeln 14 gleichzeitig verstellt werden. Somit braucht nur eine Leitschaufel 14 mit einer Kurbel 38 versehen zu sein.
Der Einlassteil eines weiteren Axialströ- mungskompressors ist in Fig. 5 dargestellt-. Bei diesem Beispiel sind die Einlassleitschaufeln 14 durch Verdrillung deformierbar. Jede aus Stahl bestehende Schaufel 14 ist mit ihrem radial äussern Endteil am Kompressor- gehäuse 11 verankert, während der radial innere Schaufelendteil einen Drehzapfen 34 trägt,
der in einer annähernd radial zur Kom- pressordrelhaxe X-X verlaufenden Axe liegt. Ein Betätigungsmechanismus, der eine Nur bei 40 und einen Ring 41 aufweist, dient zum gleichzeitigen Einstellen aller Schaufeln 14 mittels der Drehzapfen 34, was durch ein Verdrillen der Schaufeln 14 bewirkt wird, und zwar so, dass der Auslasswinkel jeder Schaufel kontinuierlich von der innern Durehlasswand bis zur äussern Durchlass wand, in welchen Wänden die Schaufel enden verankert sind, verändert wird.
Fig.6 zeigt ein weiteres Ausführungsbei spiel. Bei diesem Beispiel sind die einstell baren Schaufeln 49 unmittelbar stromabwärts des ersten Laufsehaufelkranzes 50 angeordnet, das heisst die einstellbaren Leitschaufeln ge hören zur ersten Kompressorstufe. Jede Leit- schaufel 49 ist zweiteilig ausgebildet. Der radial äussere. Leitschaufelteil 51 ist am Kom pressorgehäuse 11 befestigt, das die äussere Wand des Kompressordurchlasses bildet. Der radial innere Schaufelteil 52 sitzt auf einem Drehzapfen 53, der sich durch den radial äussern Schaufelteil 51 und das Gehäuse 11 hindurch erstreckt. Die Axe des Drehzapfens 53 verläuft annähernd radial zur Drehaxe X-X des Kompressors.
Der Drehzapfen 53 ist an seinem äussern Ende mit den Dreh zapfen der andern Leitschaufeln dieser Stufe mittels eines Winkelarmes 54 und eines Rin ges 55 verbunden, so dass die radial inneran Schaufelteile 52 aller Schaufeln gleichzeitig im Sinne einer Vergrösserung der Auslass winkel eingestellt werden können.
Das Einstellen des Auslasswinkels der Leit- schaufeln einer Einlassstufe des Kompressors kann auch stetig erfolgen, so dass der Aus lasswinkel stetig auf seinen maximalen Wert zunimmt, wenn die Kompressordrehzahl ab nimmt. Anderseits kann die Einstellung von einem Auslasswinkel auf einen zweiten Aus lasswinkel erfolgen, wenn die Kompressordreh- zahl oder eine andere variable Betriebsgrösse, welche sieh mit der Drehzahl ändert, von einem bestimmten Wert abweicht. Der Aus lasswinkel wird dabei verkleinert, wenn vom bestimmten Wert bei einer Drehzahlzunahme abgewichen wird und umgekehrt.
Fig.7 zeigt, wie die einstellbaren Leit- schaufeln in Fig. 6 aus einer ersten Stellung in eine zweite gebracht werden können und umgekehrt, wenn von dem Wert der va riablen Betriebsgrösse bei einer Änderung der Kompressordrehzahl abgewichen wird. Wie Fig. 7 zeigt, ist ein Ring 55 um die Drehaxe X-X des Kompressors beschränkt drehbar angeordnet. Er wird von einer hydraulisclhen Servovorriehtung 56 betätigt, welche über einen Steuerschieber 59 durch eine Pumpe 57 mit Öl aus einem Reservoir 58 gespeist wird.
Der Steuerschieber 59 ist an eine Vorrichtung 60 angesehlossen, welche auf Änderungen einer Kompressorbetriebsgrösse, zum Beispiel auf die Drehzahl, auf den Kompressordruck oder auf das Kompressionsverhältnis des Kom- pressors, anspricht. Wenn der momentane Wert der variablen Betriebsgrösse kleiner ist als der vorbestimmte Wert, fördert die Pumpe 57 Fluidum zum einen Ende der Servovor- richtung 56. Wenn dagegen der momentane Wert der variablen Betriebsgrösse grösser ist als der vorbestimmte Wert dieser Grösse, dann ist die Pumpe an das andere Ende der Servo- vorrichtung angeschlossen.
Wenn somit vom vorbestimmten Wert der variablen Betriebs grösse abgewichen wird, werden die an die Pumpe 57 angeschlossenen Enden der hydrau lischen Servovorriehtung vertauscht, wobei der Ring 55 aus der einen Stellung in die an dere bewegt wird.
Die Servovorriehtung 56 und die Pumpe 57 sind derart angeordnet, dass, wenn die Betriebsgrösse bei einer Drehzahlzunahme vom vorbestimmten Wert abweicht, die daraus resultierende<U>Bewegung</U> der radial innern Selhaufelteile 52 ihren Auslasswinkel von einem ersten Wert. auf einen zweiten Wert herab setzt, und -eng die Betriebs;-rösse bei einer Drrehzahlabnahine vom vorbestimmten Wert abweicht, die daraus resultierende Be-,veluig der radial innern Schaufelteile :
5? ihren Aus lasswinkel vom zweiten Wert auf den ersten Wert v er-rössert. Wenn eine stetige Einstellung der radial innern Schaufelteile 52 mit einer stetigen Änderung der variablen Betriebsgrösse ge wünscht wird, können eine besonders ausgebil- dlete Steuervorrichtung und die Servovorrich- tung 56 so miteinander gekuppelt wirr, dass die Stellung des Kolbens der Servovorrich tung von der Stellung eines Gliedes der Steuervorrichtung und somit vom jeweiligen Wert der variablen Betriebsgrösse abhängt.
Multistage axial flow compressor The present invention relates to a multistage axial flow compressor which has two bodies rotating relative to one another. Only one of the two bodies can be rotated while the other is stationary, or both bodies can rotate in opposite directions of rotation. The invention relates to the creation of an axial flow compressor of the type mentioned, which has means which allow the operating characteristics of the compressor to be changed in a desired manner over a relatively large operating range of the compressor.
It is customary to lay out a compressor for certain speed and delivery ratios so that maximum efficiency is achieved at this operating point. At speeds below this nominal speed, when the pressure increase per stage of the compressor is less than the nominal pressure, there is a tendency to accelerate the axial flow of the working medium from the inlet to the outlet of the compressor, since the overall compression ratio of the compressor is then smaller than the nominal compression ratio.
This acceleration of the flow is shown by a reduction in the axial speed component of the working medium at the inlet and an increase in the axial speed component of the working medium at the compressor outlet, compared to the axial speed components that occur at the nominal operating values.
The angle and shape chosen to maintain the best efficiency of the compressor at the nominal speed are not suitable for maintaining this degree of effectiveness at lower speeds. Furthermore, he gives, especially when the compressor with a high compression ratio, for example 5: 1, works, considerable difficulties in maintaining operation at relatively low speeds. Such difficulties are known and include, for example, the so-called pumping in the inlet stages of the compressor, which is a result of the reduction in the axial speed component of the working medium;
this pumping can lead to a complete collapse of the normal flow conditions in the compressor.
It has already been planned to eliminate these difficulties by providing means for adjusting the guide and / or rotor blades, especially the blades of the inlet stages of the compressor, in order to be able to change the swirl of the working fluid in these stages, that said Pum pen is avoided.
Another proposal to remedy the difficulties mentioned was to provide 1VIittel for tapping off part of the working medium of the compressor at a point between the inlet and outlet of the same. This arrangement makes it possible to keep the axial speed component of the working medium in the low-pressure stages of the compressor at a value which corresponds approximately to the value obtained under nominal conditions, without the axial speed component being increased in the other compressor stages. In addition to some desirable advantages, this method also brings undesired losses and also presents difficult installation and control problems.
It should be noted that the difficulties cited are exacerbated if the compressor is built for a high compression ratio, since there is then a particularly pronounced convergence of the compressor passage. Even when using high-performance compressors with axial flow in gas turbine systems that are designed as aircraft engines, the difficulties mentioned increase, since a high level of efficiency is required here within a relatively large speed, altitude or inlet pressure range.
According to the present invention, the multi-stage axial flow compressor has a ring of inlet guide vanes, with at least one of the inlet guide vanes adjacent to the inner passage wall being adjustable to change the outlet angle of the vane in such a way that in the area of the inner passage wall at the outlet of the guide vane ring in a lower speed range the swirl component of the working medium is larger and the axial component is smaller than in an upper speed range,
and so that in the area of the outer throat wall at the outlet of the guide vane ring the axial component in the lower speed range is greater than in the upper speed range.
The means for setting the adjustable blade parts expediently comprise a control device which responds to an operating variable of the compressor (for example to the actual compressor speed, the corrected compressor speed, the compressor delivery pressure, the compression ratio of the compressor or another operating variable that changes with the compressor speed) tion.
Some exemplary embodiments of the multistage axial flow compressor according to the invention are shown in the accompanying drawing. 1 to 3 each show the inlet part of a compressor according to the invention in axial section, FIG. 3a shows a pair of inlet guide vanes of the compressor according to FIG. 4 to 6 each show the inlet part of a compressor according to the invention and FIG. 7 shows a control device for the compressor, the inlet part of which is shown in FIG.
An embodiment of a compressor with the described setting option is shown in FIG. In this compressor, a ring of adjustable guide vanes 23 is provided upstream of the inlet guide vanes 14. Each blade 23 is rotatable to a limited extent by means of its pin 24, this pin lying in an axis which runs approximately radially to the axis of rotation X-K of the compressor. The pin 24 extends at the inlet 17 through a stationary part 21 of the inner wall of the compressor passage 16.
The blades 23 do not extend all the way to the outer passage wall, so that they lie within the cross-sectional area of a ring that is imagined coaxially inside the compressor throat.
If so. If the blades 23 are rotated by their pin 4 in the sense of an increase in their outlet angle relative to the axial direction of the compressor, the ratio between the swirl component and the axial component of the air flowing through this blade ring becomes.
increased in the area of the inner throat wall, while the corresponding ratio in the area of the outer throat wall remains unchanged. As a result of the reduced axial component of the air in the inner ring part of the passage, however, the axial speed component in the area of the outer passage wall is increased for a given mass flow rate.
The blades 23 are expediently connected to one another in such a way that they can all be adjusted simultaneously. In this case, as shown in the drawing, the pivot pins 24 are provided with angle arms 22 which engage in a ring 21 in such a way that a rotation of the ring 21 about the axis X-X results in a simultaneous adjustment of all blades 23.
In the embodiment shown in Fig. 1, the inlet guide vanes, which extend from the inner passage wall to the outer passage wall, are adjustable in known manner around their pivot 25 and connected to one another for simultaneous actuation.
FIG. 2 shows another embodiment of the inlet part of a multi-stage axial compressor. The inlet guide vanes here each consist of two parts 27, 28, each vane being divided to form the two parts at point t26 transversely to the vane longitudinal axis. The radially outer vane part 27 of each vane is attached to the compressor housing 11, while the radially inner vane part 28 of each vane has a pivot pin 29 which is rotatable to a limited extent about a radial axis to the axis of rotation X-X of the compressor.
Here, too, all radially inner blade parts 28 are expediently connected to one another for simultaneous actuation.
Thus, adjusting the radially inner vane parts 28 of the inlet guide vanes in the sense of increasing the outlet angle of these vanes at low compressor speeds increases the ratio between the swirl component and the axial speed component of the air flowing through the guide vanes in the area of the inner passage wall. In contrast, the corresponding ratio in the area of the outer passage wall is not changed, since the radially outer blade parts 27 remain stationary, although the axial speed component is increased at this point.
FIGS. 3 and 3a show an example analogous to the exemplary embodiment according to FIG. 3, only that here the radially outer guide vane parts 27 can be rotated about the same axis independently of the radially inner guide vane parts 28. This makes it possible, if he wishes, to increase the ratio of the swirl component to the axial component of the flow in the area of the outer passage wall in order to avoid pumping. On the other hand, the extent of the adjustment in the area of the outer passage wall will not be as great as the extent of the adjustment in the area of the inner passage wall.
In the exemplary embodiment according to FIG. 4, each inlet guide vane 14 is divided along a vane diagonal 33 to form two vane parts 31, 32. This diagonal 33 leads from the front edge of the bucket in the area of the inner throat wall to the rear edge of the bucket in the area of the outer throat wall. The front part 31 of the blade is anchored to the compressor housing, while the blade rear part 3? sits on pivot 35 and is limited by this about the axis 33 rotatable bar.
The guide vane 14 shown in Figure 4 is not connected to the other guide vanes by means of the angled arm 36 and a ring 3'7 outside the inner passage wall, but also connected to a crank 38, which allows setting the .Schau from the outside of the housing 11 is permitted. When the crank 38 is rotated, the angle arm 36 is also rotated so that all the other guide vanes 14 are adjusted simultaneously by the ring 3'7. Thus, only one guide vane 14 needs to be provided with a crank 38.
The inlet part of a further axial flow compressor is shown in FIG. In this example, the inlet guide vanes 14 are deformable by twisting. Each blade 14 made of steel is anchored with its radially outer end part on the compressor housing 11, while the radially inner blade end part carries a pivot 34,
which lies in an axis that runs approximately radially to the compressor relay X-X. An actuating mechanism, which has an only at 40 and a ring 41, is used to simultaneously adjust all the blades 14 by means of the pivot pins 34, which is effected by twisting the blades 14, in such a way that the outlet angle of each blade is continuous from the inner throat wall until the outer passage wall, in which walls the blade ends are anchored, is changed.
6 shows a further Ausführungsbei game. In this example, the adjustable blades 49 are arranged immediately downstream of the first rotor blade ring 50, that is, the adjustable guide blades listen to the first compressor stage. Each guide vane 49 is designed in two parts. The radially outer one. Guide vane part 51 is attached to the compressor housing 11, which forms the outer wall of the compressor passage. The radially inner vane part 52 is seated on a pivot 53 which extends through the radially outer vane part 51 and the housing 11. The axis of the pivot 53 is approximately radial to the axis of rotation X-X of the compressor.
The pivot pin 53 is connected at its outer end to the pivot pin of the other guide vanes of this stage by means of an angle arm 54 and a ring 55, so that the radially inner vane parts 52 of all vanes can be adjusted simultaneously in the sense of increasing the outlet angle.
The setting of the outlet angle of the guide vanes of an inlet stage of the compressor can also take place continuously, so that the outlet angle increases continuously to its maximum value when the compressor speed decreases. On the other hand, the setting from one outlet angle to a second outlet angle can take place if the compressor speed or another variable operating variable which changes with the speed deviates from a certain value. The outlet angle is reduced if there is a deviation from the specific value with an increase in speed and vice versa.
FIG. 7 shows how the adjustable guide vanes in FIG. 6 can be moved from a first position to a second and vice versa if there is a deviation from the value of the variable operating variable when the compressor speed changes. As FIG. 7 shows, a ring 55 is arranged to be rotatable to a limited extent about the axis of rotation X-X of the compressor. It is actuated by a hydraulic servo device 56 which is fed with oil from a reservoir 58 via a control slide 59 by a pump 57.
The control slide 59 is attached to a device 60 which responds to changes in a compressor operating variable, for example to the speed, to the compressor pressure or to the compression ratio of the compressor. If the instantaneous value of the variable operating variable is less than the predetermined value, the pump 57 delivers fluid to one end of the servo device 56. If, on the other hand, the instantaneous value of the variable operating variable is greater than the predetermined value of this variable, then the pump is on the other end of the servo device connected.
Thus, if the predetermined value of the variable operating variable is deviated from, the ends of the hydraulic servo device connected to the pump 57 are interchanged, the ring 55 being moved from one position to the other.
The servo device 56 and the pump 57 are arranged in such a way that, when the operating variable deviates from the predetermined value with an increase in speed, the resulting movement of the radially inner selector parts 52 has its outlet angle from a first value. is reduced to a second value, and the operating variable deviates from the predetermined value with a decrease in rotational speed, the resulting loading, veluig of the radially inner blade parts:
5? their outlet angle is increased from the second value to the first value. If a constant adjustment of the radially inner vane parts 52 with a constant change in the variable operating variable is desired, a specially designed control device and the servo device 56 can be coupled to one another in such a way that the position of the piston of the servo device changes from the position of a Member of the control device and thus depends on the respective value of the variable operating variable.