压气机性能试验

2024-05-14

压气机性能试验（精选4篇）

压气机性能试验篇1

摘要：介绍了某高压比轴流试验压气机机组的基本结构和设计特点。经部分工况的试验运行, 该机组技术性能方面基本达到设计预期。该机组的设计研制对发展重型燃气轮机技术具有重要意义

关键词：高压比,轴流,压气机

0 引言

发展燃气轮机技术, 首先遇到压气机的问题[1], 作为燃机的重要组成部分, 高压比、大流量压气机的研制直接制约燃气轮机技术发展。为了给自主研发中低热值燃气轮机提供技术基础和保障, 哈尔滨汽轮机厂有限责任公司设计研制了一款高压比轴流试验压气机, 以期为新轴流压气机的开发提供母型机原始试验参数。

哈汽公司在已有成熟轴流风机技术基础上, 吸收借鉴了国外某重型燃气轮机的先进压气机技术, 结合试验目的和试验条件等因素, 完成了整机的设计和制造。截至目前已完成部分工况试验数据的采集, 现阶段的试验数据接近试验预期, 机组技术性能基本满足设计要求。

1 整机设计

1.1 机组设计参数

该压气机设计额定驱动功率28 MW, 额定转速9000 r/min, 压比16.5, 质量流量64 kg/s, 排气温度420℃, 在8、12、16级布置级间抽气。沿气流方向看, 机组顺时针方向旋转。实验时由燃气轮机通过变速齿轮箱拖动。

1.2 结构简介

压气机气缸主体为前、中、后3部分接配, 前接进口气缸和进气导管, 后接排气导管的结构形式。转子采用整锻加套装的结构形式, 并在转子上设置了平衡盘以平衡推力。轴承采用高转速滑动轴承, 前轴承落在进口气缸内, 后轴承单独落于后轴承箱中。密封采用常规梳齿气封。采用整体基架结构形式, 压气机前端采用挠性支承, 后端采用刚性支承, 机组在制造厂内完成总装, 整体运输至试验现场并安装就位。机组的总体布置如图1所示。

1.2.1 气缸

气缸由进口气缸、气缸前部、气缸中部及排气缸4部分组成, 气缸间采用垂直法兰接配, 各气缸自身采用中分面剖分结构形式接配把紧。

为防喘和模拟抽气需要, 在缸体8、12级位置分别沿周向布置4处抽气口。

所有缸体均采用铸造形式。气缸壁厚在满足强度和刚度条件下充分考虑到铸造所必需的壁厚值, 采用45 mm的气缸壁厚。由于压气机的整体工作温度小于450℃, 除排气缸外的材料均采用普通碳钢ZG230~450材料, 考虑到喘振情况时温度的升高, 排气缸采用ZG20Cr Mo材料。

为与试验台轴向进气导管匹配, 本机组需采用轴向进气缸, 进气结构如图2。经过数值计算分析, 该轴向进气结构的流场静压和马赫数分布均较理想。

通常重型燃气轮机设计时将压气机排气直接轴向进入燃烧室, 但本试验压气机为与试验装置配合, 需设计为左侧径向排气。为保证排气流场布置合理, 全新设计了排气缸的排气蜗壳。该形式可以保证压气机末级后排气沿轴向较均匀分布。

1.2.2 转子

综合考虑生产设备、加工工艺、周期、成本等因素, 本机组转子采用了整锻加套装结构形式。该方式通过把各级轮盘以大过盈量红套在轴上, 靠红套的预紧力传递转矩。该结构要求转子在最大转速时, 轮盘与轴之间仍有必要的过盈量, 使有足够的压紧力以可靠地传递转矩[2]。

转子共设置18级叶轮, 第17级叶轮与主轴整锻成一体, 并在后侧设有一个平衡推力的平衡盘。0~16级叶轮均为套装叶轮, 以过盈方式传递功率, 同时加轴向及径向键进行保护。第17级转子叶轮上设有13个27的引气孔, 以实现16级轮盘后的转子内部引气。转子结构如图4所示。

为节省制造成本, 主轴和每级轮盘的材料均采用国产化替代材料。经详细强度核算, 可保证转子的安全可靠运行。

平衡盘的结构尺寸设计, 综合考虑了压气机特性曲线和平衡盘受力的不确定性。在工作过程中, 转子轴向叶片受力、轮盘受力、推力盘受力和平衡盘受力能够达到一个动态平衡。

本机组采用五瓦块高转速滑动轴承, 前轴承落在进口气缸内, 后轴承单独落于后轴承箱中。轴系特性采用哈汽轴系计算程序进行核算。经计算转子工作转速介于3阶和4阶临界转速之间, 因此在转子上共设置5处平衡面用于高速动平衡。

1.2.3 动导叶

本机组的动导叶, 基于某实际压气机叶型进行了气动优化设计, 并进行了大量的强度和振动核算工作, 在进一步提高效率的同时可保证其安全可靠运行。

本机组共设置18级动叶。动叶采用轴向燕尾型叶根装配在轮盘的燕尾槽中, 并通过冲铆工艺进行轴向定位。

本机组除设置18级导叶和2级出口导叶外, 还设置1级进口可转导叶。其中0~4级导叶采用轴向燕尾叶根装入持环, 再将持环弧段滑入缸体T型槽中。末级导叶和2级出口导叶均焊制成内外环整体弧段, 再将弧段滑入缸体T型槽中。其余导叶采用T型叶根形式装入缸体。

进口可转导叶采用齿轮齿条传动执行结构, 实现机组启动、运行和停机时对进入压气机空气流量的调节。从而实现压气机的变工况运行, 同时用于压气机的防喘。

1.2.4 基架和滑销系统

如图5所示, 本机组采用整体基架结构形式, 以便于运输和现场安装。基架主体由工字钢拼焊而成, 并由钢板焊制成上下台板面。基架前部设有可吸收气缸热膨胀的挠性支架, 后部在与排气缸相配的支架带有两个径向的横键, 构成整台机组的绝对死点, 同时气缸可沿纵向滑键向前后纵向膨胀。

推力支持轴承布置在后轴承箱内, 转子的纵向热膨胀以推力盘定位, 构成机组相对死点。由于气缸与后轴承箱之间没有接触, 故气缸的热膨胀不会传导到后轴承箱上。

1.3 试验测点布置

1.3.1 静叶测点布置

为获得机组性能参数, 在第1级静叶、第7级静叶、第11级静叶和第16级静叶上布置有测点。以上各级均沿周向布置8只带叶型受感部的特殊叶片, 其中测压和测温各4只。采用叶型受感部对级间参数 (总压、总温) 进行测量。由于每只静叶的叶型受感部可以沿径向进行多点测量, 所以通过以上静叶测点布置可以获得机组级间性能参数沿径向和周向的详细分布情况。

1.3.2 其他测点布置

除静叶测点布置外, 气缸上还设有其他测点。在机组的入口处有测量机组的流量、温度、压力测量点;在机组的排气口处也有测量机组的出口的流量、温度、压力的测点;在每一级后都沿周向布置4处2壁面静点测量点, 用于测量各级级后静压。

各抽气管道设有压力和温度测点。各进回油管路均设有压力和温度测点。联轴器处设有转速、功率和转矩测量装置。为保证机组安全可靠运行, 机组的主辅机设备还设有轴振、瓦温和位移等检测和保护测点。

2 设计特点和难点

本试验压气机集大流量、高压比、高转速、级数多和排气温度高等特性一身, 是一种全新的机型。为充分利用已有试验台设备, 缩小机组所需空间, 有效简化试验台布置, 本机组采用了轴向进气和左侧向排气的布置形式。

设计制造过程应用到高压比轴流压气机流场气动计算及优化、大过盈量红套转子设计和装配工艺、高转速轴流压气机轴系计算、高转速动平衡工艺等多种技术。

本试验压气机综合应用了多种测量手段。尤其是静叶级间参数测量, 采用的叶型受感部尺寸小, 不需要在叶栅槽道中安排测量措施, 消除了传统受感部枝干对流场影响的问题, 避免了测量装置导致压气机试验件性能的恶化。

3 结语

哈汽公司在已有成熟轴流风机技术基础上, 吸收借鉴了国外某重型燃气轮机的先进压气机技术, 并结合试验目的和试验条件等因素, 完成了本机组的设计和制造。

截至目前, 本机组已完成部分工况试验数据的采集, 现阶段的试验数据接近试验预期, 机组技术性能基本满足设计要求。下一步将会进行更多工况的试验测试工作, 并将针对所出现的问题进行持续改进, 做好技术积累和提升工作。

本试验压气机的设计研制为自主研发中低热值燃气轮机提供了压气机方面的技术基础和保障, 对哈汽发展重型燃气轮机技术具有重要意义。

参考文献

[1]林公舒, 杨道刚.现代大功率发电用燃气轮机[M].北京:机械工业出版社, 2007:130.

[2]赵士杭.燃气轮机结构[M].北京:清华大学出版社, 1983:30-31.

压气机性能试验篇2

一种离心压气机性能仿真数学模型

阐述了一种能够达到设计精度要求的快速简单离心压气机性能仿真数学模型,模型中计及离心压气机内出现的各种损失,采用迭代方法计算几个划分截面上的子午速度.为了保证计算精度,叶轮出口和扩压器间流动划分成多段交错网格进行计算.采用建立的数学模型对Krain离心压气机叶轮性能进行了模拟,并把计算结果同三维N-S方程的计算结果进行了比较.结果表明,采用建立的仿真模型能够用来模拟离心压气机叶轮性能,为设计离心压气机提供了一个有利的`工具,而且对带有涡轮增压器的内燃机设计具有重要的实际意义.

作者：杨策马朝臣老大中 YANG Ce MA Chao-chen LAO Da-zhong 作者单位：北京理工大学,车辆工程学院,301实验室,北京,100081刊名：航空动力学报 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF AEROSPACE POWER年，卷(期)：15(4)分类号：V235.13关键词：离心压气机性能数学模型仿真

进口气流畸变对压气机性能的影响篇3

该型直升机选用罗-罗公司的250-C20J型发动机。该型发动机为低速、亚音型设计, 前部为一个6级轴流式压气机。首先, 我们将通过对压气机叶栅气流流场分析的方法来说明导向叶片变形对压气机性能的影响。在此之前, 先对压气机平面叶栅的气动参数作一些简单的说明。

如图1所示:

1) 进气角β1为1-1截面上气流方向与额线的夹角

2) 攻角i为进气角β1和叶栅几何构造角β1K之间的夹角, i=β1K-β1

3) 出气角β2为2-2截面上来流方向与额线的夹角

4) 落后角δ为出气角β2和叶栅几何出口构造角β2K之间的夹角, δ=β2K-β2

5) 气流转角Δβ表示气流流过叶栅时, 流动方向发生的改变。Δβ越大则代表动叶对气流做的功越多。其中Δβ=β2-β1= (β2K―δ) ― (β1K―δ) =β2K-β1K+i-δ=θ+i-δ

(其中θ为叶栅进、出口构造角β1K和β2K的差值)

6) 气流损失系数ω表征气流流经叶栅的总损失

当导向叶片变形后, 使进气角β1发生改变, 从而改变攻角i。由于在低来流马赫数 (Ma≤0.6) 条件下, 叶栅性能只取决于攻角, 即Δβ=f1 (i) 和=f2 (i) 。而该发动机设计进口气流马赫数Ma.d≈0.2～0.45, 因此, 压气机叶栅性能只与攻角i有关。图2为平面叶栅攻角特性图。

由图2可知, 当攻角i从0逐渐增加到正攻角in, 气流转角Δβ随攻角成正比例增加, 即动叶对气流做的功随攻角成正比例增加, 而气流损失系数也开始缓慢增加, 这是因为在攻角还不太大的情况下, 气流还没有从叶片表面分离, 落后角δ基本不变。由公式Δβ=θ+i-δ可知, 对于给定的叶栅 (θ不变) , Δβ正比于攻角i;在无分离的流动中, 气流损失基本上是由附面层内的摩擦引起的, 因此损失系数ω虽然缓慢增加, 但变化不大。当攻角i继续增加到临界攻角icr时, 气流转角Δβ的增加逐步减缓, 当i=icr时达到最大值Δβmax, 而损失系数ω则快速增加;当i>icr时, 气流转줅角Δβ下降, 而损失系数ω则急剧上升。这是因为当攻角达到in后, 气流逐渐开始出现分离, 使流动损失急剧增加, 而落后角δ也逐渐增大。

当攻角i从0逐渐减小到负攻角, 在-5º

由以上分析可以看出, 当导向叶片变形后, 使进口气流攻角偏离设计值, 而无论是向正攻角还是向负攻角方向偏离, 都会对气流损失系数产生较大的影响。从图2上还可以看出, 在气流不产生分离的情况下, 正、负攻角的范围都较小 (约±5º) , 而导向叶片变形后引起攻角的变化往往都超过这个范围, 从而使损失系数ω因气流分离而急剧上升, 最终引起压气机性能下降。

从设计上分析, 该型发动机导向叶片为正预旋设计 (即动叶进口气流绝对速度在周向上的分量与动叶圆周速度同向) 。当气流相对速度方向对准动叶叶栅的安装方向, 而流过动叶后的气流的绝对速度方向对准静叶叶栅的安装方向时, 气流损失最小。如图3所示, 当导向叶片变形后, 将改变动叶进口气流绝对速度C1方向, 而圆周速度不变, 即U=U' (U'为导向叶片变形后的圆周速度) 。因此, 动叶进口气流相对速度W1方向也必然发生改变。

如图3所示, 导向叶片变形前动叶进口气流的绝对速度、圆周速度和相对速度分别用C1、U和W1表示, 出口气流相对速度和绝对速度分别用W2和C2表示;而变形后动叶进口气流的绝对速度、圆周速度和相对速度分别用C1'、U'和W1'表示, 出口气流相对速度和绝对速度分别用W2'和C2'表示。由于导向叶片变形前、后, 进口气流绝对速度在轴向上的分量变化不大, 即C1a≈C1a'。

因导向叶片变形使动叶进口气流绝对速度方向改变, 从而导致相对速度方向也发生改变, 在图中W1与W1'的夹角Δi即为变形前、后进口气流攻角的改变量, Δi=i'-i。当导向叶片变形前i≈0, 因此Δi=i', 即i就是导向叶片变形后动叶进口气流的攻角。由于动叶对气体所作的轮缘功Lu=U (W1u-W2u) =UΔWu, 即ΔWu能够表征动叶对气体所作的轮缘功的多少。由前面的分析可知, 在攻角i不太大时, 气流还没产生分离, 动叶对气流所作的功随着攻角的增大逐渐增加, 所以, 图中ΔWu'>ΔWu。在动叶圆周速度不变的情况下, 气流相对速度的改变和动叶对气流作功的增加, 必然使动叶出口气流相对速度方向发生改变, 从而使出口气流绝对速度方向改变, 即静叶进口气流的攻角也发生改变, 使气流在静叶中的流动损失增加。同时, 第一级静叶进口气流攻角的改变将使出口气流绝对速度的方向发生改变, 即第二级动叶进口气流绝对速度方向改变, 使气流在第二级动叶中的流动损失增加。依此类推, 导向叶片变形将使压气机后面级的工作条件偏离设计值, 流动损失大幅增加。这就是多级轴流压气机中偏离设计工况的逐级放大作用。

由前面的分析可以看出, 当导向叶片变形后, 使压气机的工作状况偏离设计值, 使气流的流动损失大幅增加, 从而引起压气机的性能下降, 最终导致发动机功率损失。

摘要：本文从一起典型故障入手, 从实践和理论两个方面详细说明了进口气流畸变对压气机性能的影响。

关键词：压气机,导向叶片,损失系数

参考文献

[1]罗-罗公司.250-C20系列发动机维护手册[M].