譚佳健 劉長勝,2 孫玉瑩 沙 龍 官文超

（1.沈陽鼓風機集團股份有限公司；2.西安交通大學能源與動力工程學院）

某過程工業(yè)用離心壓縮機模型級軸向推力測量研究

譚佳健1劉長勝1,2孫玉瑩1沙 龍1官文超1

（1.沈陽鼓風機集團股份有限公司；2.西安交通大學能源與動力工程學院）

以某小流量系數(shù)離心壓縮機模型級為研究對象，測量了模型級葉輪蓋側(cè)以及盤側(cè)間隙的靜壓分布以及葉輪的軸向推力。測量結(jié)果表明：葉輪盤側(cè)間隙與蓋側(cè)間隙靜壓分布沿半徑增大的方向基本呈線性分布；葉輪軸向推力是靜態(tài)力與動態(tài)力的合成，靜態(tài)力是主要成分，動態(tài)力也占有較高比例；葉輪軸向推力基本上隨著機器馬赫數(shù)的增加而增大，主推力基本上隨著流量的減小而增大，但到近喘振點時主推力會有所減小。

離心壓縮機；軸向推力；測量

0 引言

離心壓縮機被廣泛應用于石油、化工等諸多重要部門，是許多工藝流程中的心臟設(shè)備，其安全可靠性是離心壓縮機設(shè)計中考慮的首要問題。推力軸承瓦塊磨損或推力瓦溫度過高是離心壓縮機啟動和運轉(zhuǎn)中常見的故障，而這種故障多是在設(shè)計階段對轉(zhuǎn)子軸向力的計算不準確所造成的。因此，轉(zhuǎn)子軸向推力的計算是離心壓縮機設(shè)計的重要組成部分，其準確與否，直接關(guān)系到離心壓縮機能否安全可靠運行。本單位開發(fā)出了一種離心壓縮機軸向推力計算的新方法，作為對軸向推力計算新方法的驗證與校核，本文的工作主要側(cè)重于對某離心壓縮機模型級軸向推力以及葉輪蓋側(cè)及盤側(cè)間隙內(nèi)靜壓進行試驗測量。

目前從已調(diào)研的文獻[1-8]來看，大部分是關(guān)于軸向推力計算方法的研究，而軸向推力測量方面的研究主要是針對水泵[9-15]、渦輪增壓器[16-17]以及雙螺桿磨漿機[18-19]的，過程工業(yè)用離心壓縮機軸向推力測量的案例與資料非常少。史俊友[20]實現(xiàn)了對某大型離心泵軸向推力的測量，設(shè)計了一種用于離心泵軸向推力測量的彈性測力結(jié)構(gòu)以避免將止推軸承座作為測力彈性元件而導致的變形量太小問題。高翼飛[10]詳細介紹了用于水泵軸向力測量的測力彈性元件結(jié)構(gòu)的設(shè)計步驟及有限元分析方法，依據(jù)等效應變的分布情況，找到了粘貼應變片的最佳位置。他采用測力環(huán)分別安裝在軸承兩側(cè)，同時與軸承和殼體接觸，且徑向方向不與泵軸接觸，其測力范圍在0～8kN。吳卿宇[15]利用石英晶體的壓電效應，研制了一種應用于水泵轉(zhuǎn)子軸向力測量的壓電式水泵軸向力測力儀，還設(shè)計搭建了靜、動態(tài)標定裝置，對壓電式水泵軸向力測力儀進行了靜、動態(tài)標定，并裝配于水泵內(nèi)部，進行了實際軸向力測試試驗，此外，還有一些關(guān)于水泵軸向推力的相關(guān)文獻，方法基本都與上述幾種測量方法相似，在此不再贅述。沈鼓集團也曾聯(lián)合大連理工大學以及沈陽工業(yè)大學相關(guān)科研人員對某主泵模型軸向推力進行了測量。

吳廣位[17]設(shè)計了一種用于渦輪增壓器軸向推力測試的推力板，通過推力板上的電阻應變片來測量軸向推力，并做了標定以及溫度修正試驗。胡遼平[21]、洪漢池[22-23]等人也用類似的方法采用電阻應變片測量過某渦輪增壓器的軸向推力。何洪[24]直接采用力傳感器測量了某渦輪增壓器的軸向推力。王維民[25]介紹了一種軸位移故障自愈調(diào)控策略，其中也提及了采用力傳感器直接測量軸向推力。

綜上所述，目前國內(nèi)對過程工業(yè)用離心壓縮機軸向推力測量的研究較少，國際上此類工作也比較少。而本文的主要工作是對X1標模型級轉(zhuǎn)子的軸向推力進行測量并同時測量葉輪蓋側(cè)、盤側(cè)間隙靜壓。

1 研究對象

本文以某小流量系數(shù)離心壓縮機模型級X1為研究對象，X1模型級采用二元閉式葉輪、無葉擴壓器、彎道、回流器構(gòu)成。表1為X1模型級的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)及模型級試驗裝置圖。

表1 X1模型級主要結(jié)構(gòu)參數(shù)表Tab.1 Main structural parameters of the model stage X1

2 測量方法

2.1 靜壓測量

葉輪盤、蓋側(cè)間隙靜壓測量采用壁面開孔取壓方式測量，在葉輪蓋側(cè)及盤側(cè)間隙壁面（右側(cè)板及葉盤壁面）分別沿徑向均布6～8個取壓孔，孔徑為1mm，采用金屬毛細管將靜壓引出機殼外，再利用膠管引入差壓傳感器。圖1為模型級試驗裝置圖，圖2為壁面靜壓測孔示意圖。

圖1 X1模型級試驗裝置圖Fig.1 Test rig of the X1 model stage

圖2 X1模型級靜壓測孔示意圖Fig.2 Schematic diagram of static pressure measurement of the X1 model stage

這種靜壓測量方法測得的靜壓值與真實值會略有不同。其原因是當壁面開孔后，氣流流過時會使流線有一定彎曲。流線沉到孔里產(chǎn)生離心力場并增強了孔的壓力，因而所測得的壓力值超過氣流真實壓力，超過的值取決于氣流速度和孔的幾何形狀。在某些情況下，氣流從孔的前緣分離，使得孔內(nèi)的壓力低于氣流壓力。測壓孔的直徑不應低于0.5mm，因為孔徑過小易引起堵塞，而且慣性增大，同時孔徑也不宜大于1mm，因為孔徑過大時測量的不僅僅是靜壓，還有部分速度頭。當孔徑從0.15mm增大到1.5mm時，由速度頭引起的測量誤差由0增大到1.1%。綜合考慮測點處的氣流速度，本次試驗的靜壓測量誤差為0.8%。

2.2 推力測量

采用封裝好的電阻應變片式力傳感器來測量推力軸承的軸向推力，傳感器構(gòu)造如圖3所示，將傳感器封裝好后直接作為推力軸承瓦塊的支撐（如圖4所示）。這種測量方法最大優(yōu)點是傳感器封裝好后與止推軸承部件整合于一體，可以不需要對現(xiàn)有離心壓縮機結(jié)構(gòu)進行較大改動，也不需要再增加額外的彈性測力元件，只需要更換這種帶力傳感器的止推軸承或安裝這種封裝好的力傳感器就可以實現(xiàn)離心壓縮機軸向推力的測量。

圖3 軸向推力傳感器構(gòu)造原理圖Fig.3 Construction of the axial thrust sensor

本次試驗選用美國某企業(yè)生產(chǎn)的推力傳感器，并且自制與其匹配的可傾瓦推力軸承。考慮到推力傳感器需要長時間浸泡在潤滑油中，因此選用了防油型的推力傳感器。圖4為安裝有力傳感器的推力軸承瓦塊，總共采用4個力傳感器安裝到推力瓦塊中，圖5為自制的帶有力傳感器的推力軸承，推力軸承分為主推力側(cè)及負推力側(cè)，分別位于推力盤兩側(cè)，如圖6所示。主推力側(cè)安裝有兩個力傳感器，負推力側(cè)同樣也安裝有兩個力傳感器。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)為DEWE43A以及其自帶數(shù)據(jù)采集分析軟件DEWESoft。軸向推力測量試驗在沈鼓集團某模型級試驗臺位上進行，在進行模型級性能試驗的同時進行壁面靜壓測量以及軸向推力測量。

圖4 安裝有力傳感器的推力軸承瓦塊Fig.4 Thrust bearing pad with force sensor

圖5 自制帶有測力傳感器的推力軸承Fig.5 Thrust bearing with force sensor

圖6 軸向推力測量裝置示意圖Fig.6 Axial thrust measuring device

對于這種推力傳感器，每個傳感器都有各自的性能參數(shù)，即在同樣的校準載荷下均有各自的電壓信號與之對應，該固有參數(shù)在DEWESoft中完成設(shè)置以確保其測量準確度。此外，在測量對象空轉(zhuǎn)時對壓力測量值進行清零操作。本文選用的4個壓力傳感器電壓信號參數(shù)以及測量精確度如表2所示。

表2 壓力傳感器參數(shù)以及測量精確度Tab.2 Pressure sensor parameters and measurement accuracy

3 測量結(jié)果

圖7為X1模型級性能曲線，分別測量了機器馬赫數(shù)Mu在0.6，0.7，0.8下的性能，圖7(a)、(b)分別為X1模型級在不同機器馬赫數(shù)下的多變效率與能頭系數(shù)的相對值。在測量級性能的同時對葉輪蓋側(cè)以及盤側(cè)間隙靜壓和葉輪軸向推力進行了測量。

圖7 X1模型級性能曲線圖Fig.7 Performance curves of X1 model stage

圖8為X1模型級蓋側(cè)及盤側(cè)靜壓測點位置，在X1葉輪蓋側(cè)間隙內(nèi)共布置了7個靜壓測點，在無葉擴壓器前隔板上布置了1個靜壓測點，在X1葉輪盤側(cè)間隙內(nèi)共布置了6個靜壓測點，在無葉擴壓器后隔板上布置了1個靜壓測點。

圖8 X1模型級蓋側(cè)及盤側(cè)靜壓測點位置Fig.8 Static pressure measuring position at the cover side and disk side of X1 model stage

圖9為X1模型級蓋側(cè)、盤側(cè)間側(cè)靜壓分布，圖9(a)、(b)、(c)分別對機器馬赫數(shù)為0.8，0.7，0.6時的靜壓測量值，圖中從左至右依次表示流量由大到小時的靜壓測量值。其中縱坐標以葉輪出口半徑為參考的相對值，橫坐標為絕對靜壓值。從圖9可以看出，盤側(cè)間隙與蓋側(cè)間隙靜壓分布沿半徑增大的方向基本呈線性分布，只有半徑最小處即級間密封附近的靜壓測點1以及口圈密封處的靜壓測點8由于受密封泄漏流動的影響，測量時表現(xiàn)出不穩(wěn)定的現(xiàn)象。總體來說，盤側(cè)間隙靜壓值要高于蓋側(cè)間隙靜壓值。

圖10為根據(jù)葉輪盤蓋側(cè)靜壓值測量結(jié)果判斷的X1模型級蓋側(cè)、盤側(cè)間隙內(nèi)流動方向，從圖9可以看出對于本次試驗，無論在哪個工況點，葉輪出口靜壓都高于葉輪進口靜壓值，這就意味著葉輪蓋側(cè)間隙內(nèi)流動方向為由葉輪出口向心流向葉輪進口口圈密封處(見圖10(a)、(b))。另外，對于設(shè)計點及小流量工況，擴壓器內(nèi)靜壓測點測得的靜壓值明顯要高于葉輪出口靜壓值，那么葉輪級出口靜壓值也要高于葉輪出口靜壓值，這表明盤側(cè)間隙內(nèi)流動方向為由級間密封離心流向葉輪出口處(見圖10(a))，對于阻塞工況，從圖9可以看出擴壓器內(nèi)靜壓測點測得的靜壓值已略小于葉輪出口靜壓值，那么葉輪級出口靜壓值也要低于葉輪出口靜壓值，這表明盤側(cè)間隙內(nèi)流動方向為由葉輪出口向心流向級間密封處(見圖10(b))。值得一提的是，在實際產(chǎn)品中的末級，由于有平衡盤存在，盤側(cè)間隙內(nèi)流動方向也是由葉輪出口向心流向級間密封處。

圖9 X1模型級蓋側(cè)、盤側(cè)間側(cè)靜壓分布(從左至右依次為流量由大到小的變化)圖Fig.9 Static pressure distribution at the cover and disk side of the X1 model stage

圖10 X1模型級蓋側(cè)、盤側(cè)間隙內(nèi)流動方向圖Fig.10 Flow direction in the gap of cover and disk side

圖11為不同機器馬赫數(shù)時，X1模型級軸向推力測量結(jié)果，其中各工況點推力值為一個測量時間段內(nèi)的平均值。軸向推力隨著機器馬赫數(shù)的增加而增大，還可以看出主要是推力軸承主推力側(cè)傳感器承受了推力，主推力基本上隨著流量的減小而增大，但到近喘振點時主推力會有所減小。此外，推力軸承副推力側(cè)也受到了推力，并且特別是近阻塞工況時副推力較大，之后隨著流量的減小，副推力數(shù)值基本保持不變且維持在一個較小的量值上。在近阻塞工況時，由于壓比較小，葉輪出口靜壓低，轉(zhuǎn)子可能在軸向存在不穩(wěn)定現(xiàn)象，所以導致副推力側(cè)也受到了較大的推力。但當Mu= 0.6時，副推力突然明顯增大，這是轉(zhuǎn)子在臨界轉(zhuǎn)速附近運行，而壓比又比較小，所以轉(zhuǎn)子的軸向不穩(wěn)定現(xiàn)象更加明顯。

圖11 X1模型級軸向推力測量結(jié)果圖Fig.11 Axial thrust measurement results of the X1 model stage

4 結(jié)論

本文以某小流量模型級X1為研究對象，測量了模型級葉輪蓋側(cè)與盤側(cè)間隙的靜壓分布以及葉輪的軸向推力，得到如下結(jié)論：

1）盤側(cè)間隙與蓋側(cè)間隙靜壓分布沿半徑增大的方向基本呈線性分布，只有半徑最小處即級間密封附近的靜壓測點以及口圈密封處的靜壓測點由于受密封泄漏流動的影響，測量時表現(xiàn)出不穩(wěn)定的現(xiàn)象。盤側(cè)間隙靜壓值要高于蓋側(cè)間隙靜壓值。

2）葉輪軸向推力是靜態(tài)力與動態(tài)力的合成，靜態(tài)力是主要成分，動態(tài)力也占有較高比例，并且頻率分量是葉輪的工作頻率及其倍頻，動態(tài)力也是不能忽略的次要成分。

3）葉輪軸向推力基本上隨著機器馬赫數(shù)的增加而增大，主推力基本上隨著流量的減小而增大，但到近喘點時主推力會有所減小。此外，推力軸承負推力側(cè)也受到了推力，并且特別是近阻塞工況時負推力較大，之后隨著流量的減小，負推力數(shù)值基本保持不變且維持在一個較小的量值上。這是因為近阻塞工況時，由于壓比較小，葉輪出口靜壓低，轉(zhuǎn)子可能在軸向存在不穩(wěn)定現(xiàn)象，所以導致負推力側(cè)也受到了較大的推力。葉輪軸向推力存在“陀螺效應”，即外部施加給陀螺的力越大，陀螺轉(zhuǎn)速越高，陀螺旋轉(zhuǎn)更加穩(wěn)定，反之，陀螺就更加不穩(wěn)定。

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Axial Thrust Measurement in a Centrifugal Compressor Model Stage

Jia-jian Tan1Chang-sheng Liu1,2Yu-ying Sun1Long Sha1Wen-chao Guan1
（1.Shenyang Blower Works Group Corporation；2.Schoel of Mechanical Engineering Xi’an Jiaotong University）

The static pressure distributions in the clearance of both the shroud and the hub side of the impeller,together with the impeller axial thrust were measured on a centrifugal compressor stage model with a small flow coefficient.The measurement results show that the static pressure distributions in the clearance of the impeller shroud and hub side are nearly linear increasing with the radial direction.The impeller axial thrust is the combination of the static and the dynamic thrust. While the static thrust is the dominant component,the dynamic thrust,however,is not negligible.The axial thrust of the impeller basically increases with an increasing machine Mach number.The main thrust also increases with a reduction of the flow rate,except for the points near the surge point,where the main thrust decreases.

centrifugal compressor,axial thrust,measurement

TH432；TK05

1006-8155-(2017)04-0068-06

A

10.16492/j.fjjs.2017.04.0011

2016-11-15 遼寧 沈陽 110869