电站燃气轮机轴流式压气机的旋转失速和喘振现象培训教材.doc

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1、电站燃气轮机轴流式压气机的旋转失速和喘振现象培训教材1.1 在压气机中发生旋转失速和喘振现象的原因当我们研究压气机的特性曲线时已经指出：在压气机特性曲线的左侧，有一条喘振边界线。假如流经压气机的空气流量减小到一定程度，而使运行工况点进入了喘振边界线的左侧区，那么，整台压气机的工作就不能稳定。那时，空气流量会忽大忽小；压力会时高时低，甚至会出现气流由压气机倒流到外界大气中去的现象，同时还会发生巨大的声响，使机组伴随有强烈的振动。这种现象通称为喘振现象。在机组的实际运行中，决不能允许压气机在喘振工况下工作。那么，喘振现象究竟是整样产生的呢？通常认为：喘振现象的发生总是与压气机通流部分中出现的气流脱

2、离现象有密切关系。图3-27上给出了在轴流式压气机流道中，发生气流脱离现象时的物理模型。a) GvGv0时 b) GvGv0(设计值)时图3-27 当空气的容积流量偏离设计时，在动叶和静叶流道中发生的气流脱离现象我们知道：当压气机在设计工况下运行时，气流进入工作叶栅时的冲角接近于零。但是当空气体积流量增大时(参见图3-27a)，气流的轴向速度c1a就要加大。假如压气机的转速ny恒定不变，那么1和2角就会增大，由此产生了负冲角(i0)。当空气体积流量继续增大，而使负冲角加大到一定程度，在叶片的内弧面上就会发生气流边界层的局部脱离现象。但是，这个脱离区不会继续发展。这是由于当气流沿着叶片的内弧侧流

3、动时，在惯性力的作用下，气体的脱离区会朝着叶片的内弧面方向挤拢和靠近，因而可以防止脱离区的进一步发展。此外，在负冲角的工况下，压气机的级压缩比有所减小，在那时，即使产生了气流的局部脱离区，也不至于发展形成气流的倒流现象。可是，当流经工作叶栅的空气体积流量减小时(参见图3-27b)，情况将完全相反了。那时，气流的1和2角都会减小。然而，当1和2角减小到一定程度后，就会在叶片的背弧侧产生气流边界层的脱离现象。只要这种脱离现象一出现，脱离区就有不断发展扩大的趋势。这是由于当气流沿着叶片的背弧面流动时，在惯性力的作用下，存在着一种使气流离开叶片的背面而分离出去的自然倾向。此外，在正冲角的工况下，压气机

4、的级压比会增高，因而，当气流发生较大的脱离时，气流就会朝着叶栅的进气方向倒流，这就为发生喘振现象提供了前提。试验表明：在叶片较长的压气机中，气流的脱离现象多半发生在叶高方向的局部范围内(例如叶片的顶部)。但是在叶片较短的级中，气流的脱离现象却有可能在整个叶片的高度上同时发生。应该指出：上述的气流脱离现象往往并不是在压气机工作叶栅的整圈范围内同时发生的。研究表明：在环形叶栅的整圈流道内，可以同时产生几个比较大的脱离区，而这些脱离区的宽度只不过涉及到一个或几个叶片的通道。而且，这些脱离区并不是固定不动的，它们将围绕压气机工作叶轮的轴线，沿着叶轮的旋转方向，以低于转子的旋转速度，连续地旋转着。因而这

5、种脱离现象又称为旋转脱离(旋转失速)。那么，这种旋转脱离现象是怎样产生的呢？这个问题可以用图3-28所示的情况来说明。当时，压气机的动叶栅正以速度u朝右侧方向移动。假如由于空气体积流量的减少，在叶片2的背弧面上首先出现了气流的强烈脱离现象，可以设想：当时，处于叶片2和3之间的那个通道就会部分地、或是全部地被脱离气流所堵塞。这样就会在这个通道的进口部分。形成一个气流停滞区(或称低速区)，它将迫使位于停滞区附近的气流，逐渐改变其原有的流动方向，即：使位于停滞区右边的那些气流的冲角减小，因而叶片1的绕流情况得到改善，气流的脱离现象将逐渐消失；同时使位于停滞区左边的那些气流的冲角加大，从而促使在叶片3

6、的背弧侧开始发生气流的脱离现象。由此可见，气流的脱离区并不是恒定地固定在一个叶片上的，它会以某一个与动叶栅的运动方向相反的速度u，从右侧朝左侧方向逐渐转移。试验表明：脱离区的转移速度u一般要比动叶栅的圆周速度u低50%-70%。因此，在地面上当人们观察这个脱离区时将发现：它会以一个比压气机工作转子的转速ny低得多的旋转速度，沿着转子的旋转方向连续地旋转着。这种旋转脱离现象无论在单级压气机中，或是在多级压气机中都会发生。只要这种现象一旦出现，就会导致压气机级后的空气流量和压力，同时发生一定程度的波动。图3-28 压气机动叶栅中的旋转脱流现象图3-29 渐进失速级的特性线实验发现：旋转脱离(失速)

7、可以分为两类。如果在失速的运行区域内，压气机的特性曲线是连续的，这类现象称为渐进失速，如图3-29所示。渐进失速意味着：随空气流量的减少，失速区的数目增多，气流受停滞的面积逐渐扩大。一般在小轮毂比的级中，当流量降低到小于失速值时，常在叶片的一端出现几个失速区，它们的位置在叶片环形面积上是对称分布的，失速区的传播速度也是恒定的。当流量进一步减小时，失速区在径向和周向扩大，失速区的数目也逐渐增多。通常，失速区的数目在1-12个范围内。另一类失速称为突变失速，它常发生在大轮毂比的级中。那时，沿全部叶片高度方向几乎同时出现失速现象，并且迅速扩展成占圆周1/2-1/3的大失速区。失速区的数目一般只有1-

8、2个。图3-30 突变失速级的特性曲线图3-30中给出了突变失速级的特性曲线。那时级的特性曲线是不连续的。当空气流量降低到图3-30中的A点以下时，首先开始出现局部失速，这时级的压缩比开始下降。当流量进一步减小，在B点出现突变失速时，压气机的工作点就会从B点跳到C点，那时，级的压缩比急剧地下降，使等速线间断，并明显地分为不连续的两个区段。倘若进一步减少流量，失速区将扩大，级的压缩比继续下降。流量和压缩比的脉动幅度也都会增高。如果这时开始增大流量，那么达到C点的流量后，失速区仍将相对地保持稳定，旋转失速并不消除，而是要到流量增加到D时，旋转失速特性线上段的A点上去，重新恢复稳定工作。由于在这种失

9、速条件下沿全叶高方向几乎同时出现强烈的气流脉动，因此，叶片受到的激振力要比渐进型大得多。所以突变失速是一种更加危险的不稳定状态。总的来说，当压气机在低转速区工作时，经常会出现旋转失速现象。它最严重的后果是会使叶片损坏，从而有可能使整台压气机破坏。通过以上分析可以看清：气流脱离现象(失速)是压气机工作过程中有可能出现的一种特殊的内部流动形态。只有当空气体积流量减少到一定程度后，气流的正冲角就会加大到某个临界值，以致在压气机叶栅中，迫使气流产生强烈的旋转失速流动。严格地讲，失速的分类知识对单级压气机是合适的。在多级压气机中往往两类失速现象共存。通常，在多级压气机中使用全台失速的概念，其含义是指多级

10、压气机的性能有类似于单级压气机中突变失速那样的不连续特性。但是必须注意，假如在压气机通流部分中产生的旋转失速比较微弱，那么，压气机并不一定就会马上进入喘振工况。只有当体积流量继续减小，致使旋转失速进一步发展后，在整台压气机中才能出现不稳定的喘振现象。那时，压气机的流量和压力就会发生大幅度的、低频的周期性波动，并伴随有风啸似的喘振声，甚至有空气从压气机倒流到大气中去。在这种情况下压气机就不能正常工作。图3-31中给出了压气机在喘振工况下所发生的压力和速度的波动示例，可以说明问题。a)压气机的正常运行情况 b)喘振工况p-压力 pp-平均压力 c-速度图3-31 压气机在喘振工况下压力和速度的波动

11、情况1-压气机 2-工作系统(容器) 3-阀门图3-32 压气机的工作系统简图那么，在压气机发生的强烈旋转失速为什么会进一步发展成为喘振现象呢？下面让我们用图3-32来简单地说明一下喘振现象的发生过程。假如压气机1后面的工作系统2可以用一个容积为V的容器来表示。流经压气机的流量可以通过装在容器出口处的阀门3来调节。那么，当压气机的工作情况正常时，随着空气体积流量的减少，容器中的压力就会增高。但是，当体积流量减少到一定程度时，在压气机的通流部分中将开始产生旋转失速现象。假如空气的体积流量继续减小，旋转失速就会强化和发展。当它发展到某种程度后，由于气流的强烈脉动，就会使压气机的出口压力突然下降。那

12、时，容器中的空气压力要比压气机出口的压力高，这将导致气流从容器侧倒流到压气机中去；而另一部分空气则仍然会继续通过阀门流到容器外面去。由于这两个因素的同时作用，容器的压力就会立即降低下来。假如当时压气机的转速恒定不变，那么随着容器压力的下降，流经压气机的空气体积流就会自动地增加上去；与此同时，在叶栅中发生的气流失速现象逐渐趋于消失，压气机的工作情况将恢复正常。当这种情况继续一个很短的时间后，容器的压力会再次增高，流经压气机的空气流量又会重新减少下来，在压气机通流部分中发生的气流失速现象又会再现。上述过程就会周而复始地进行下去。这种在压气机和容器之间发生的空气流量和压力参数的时大时小的周期性震荡，

13、就是压气机的喘振现象。总之，在压气机中出现的喘振现象是一种比较复杂的流动过程，它的发生是以压气机通流部分中产生的旋转失速现象为前提的，但也与压气机后面的工作系统有关。试验表明：工作系统的体积越大，喘振时空气流量和压力的震荡周期就越长，而且对于同一台压气机来说，如果与它配合进行工作的系统不同，那么，在整个系统中发生的喘振现象也就不一样。喘振对压气机有极大的破坏性。出现喘振时，压气机的转速和功率都不稳定，整台发动机都会出现强烈的振动，并伴有突发的、低沉的气流轰鸣声，有时会使发动机熄火停车。倘若喘振状态下的工作时间过长，压气机和燃气透平叶片以及燃烧室的部件都有可能因振动和高温而损坏，所以在燃气轮机的

14、工作过程中决不允许出现压气机的喘振工况。最后应该指出：喘振和旋转失速是两种完全不同的气流脉动现象。喘振时通过压气机的流量会出现较大幅度的脉动。而旋转失速则是一种绕压气机轴旋转的低流量区，那时通过压气机的平均流量是不变的。研究表明：当压气机在低于设计转速ny0的情况下工作时，在压气机的前几级中将会出现较大的正冲角，而后几级中却会形成负冲角。因而当空气流量降低到某个极限时，在压气机中容易发生因前几级出现旋转失速而导致的喘振现象。反之，当压气机的前几级在高于设计转速ny0情况工作知，压气机的后几级中则会发生正冲角，那时喘振现象多半是由于发生在后几级中的旋转失速现象引起的。最后，对压气机的喘振现象可以

15、归纳出以下几点看法，以便加深认识。(1) 级压缩比越高的压气机、或者是总压缩比越高和级数越多的压气机，就越容易发生喘振现象。这是由于在这种压气机的叶栅中，气流的扩压程度比较大，因而也就容易使气流生产脱离(失速)现象。(2) 多级轴流式压气机的喘振边界线不一定是一条平滑的曲线，而往往可能是一条折线。据分析认为：其原因可能是由于在不同的转速工况下，进入喘振工况的级并不相同的缘故。(3) 在多级轴流式压气机中，因最后几级气流的旋转失速而引起的喘振现象会更加危险，因为那时机组的负荷一定很高，而这些级的叶片又比较短，气流的失速现象很可能在整个叶高范围内发生，再加上当地的压力又高，压力的波动比较厉害，因而

16、气流的大幅度脉动就会对机组产生非常严重的影响。(4) 进排气口的气流流动不均匀的压气机就越容易发生喘振现象。1.2 防止在压气机中发生喘振现象的措施概括来说，目前防止发生喘振现象的措施有五个方面，即(1)在计压气机时应合理选择各级之间流量系数=ca/u的配合关系，力求扩大压气机的稳定工作范围。很明显，随着流量系数值的减小，气流的正冲角将增大，压气机级会逐渐趋近于喘振工况。当达到某个极限值1时，在压气机的级中就会产生强烈的气流脱离现象，以致进入喘振区。由于在低速工况下，压气机的前几级最容易发生喘振，因而在设计那种需要经常在低于设计转速工况下运行的压气机时，就应该把压气机前几级的流量系数选得大些，

17、也就是说，这些级的外加功量应该取得小些，这样就能保证压气机前几级不容易进入喘振工况。反之，在设计转速恒定不变的压气机，或者运转速度允许比设计转速稍微高一些的压气机时，人们就应该把这类压气机的后几级流量系数选得大些，以扩大后面几级叶栅的稳定工作范围。(2) 在轴流式压气机的第一级，或者前面若干级中，装设可转导叶的防喘措施。为什么这种措施能够起到防喘振的作用呢？这个问题很容易从图3-33中获得解释。a) 导叶安装角p恒定不动的情况 b) 入口导叶可旋转的情况图3-33 压气机入口导叶恒定不动和可以旋转时，气流速度三角形的变化情况图3-33a中表示出了：当压气机采用固定导叶时，在压气机第一级动叶前，

18、由于空气流量的改变而引起了气流速度三角形的变化关系。那时，气流流进动叶时的绝对速度： c1、c1、c1的方向实际上是不变的。因此，当动叶的圆周速度u恒定不变时，或者是当气流的轴向速度c2与圆周速度u不能按照同一个比例关系进行变化时，那么，气流流进动叶时的冲角i就要发生变化。图3-33a中的表示出了：在设计工况下，气流进入动叶时的流动情况，那时，进气冲角i=0；表示出了：空气流量大于设计值时，或者是气流轴向速度的增长率大于圆周速度增长率时(反之，当轴向速度的减小率小于圆周速度的减小率时)气流的流动情况，那时将产生负冲角(i0)。由此可见，在低转速情况下，压气机的前几级是很容易进入喘振工况的。从图

19、3-33b中可以清楚地看出压气机入口可转导叶的作用。当流进压气机的空气流量发生变化时，我们可以关小或开大可转导叶的安装角p ，使气流绝对速度： c1、c1和c1的方向发生变化，这样就能保证气流进入动叶时的相对速度： w1、w1、w1的方向恒定不变。由此可见，在变工况条件下，当压气机中出现了轴向速度与圆周速度的配合关系如图3-33a中那样的情况时，我们只要把压气机导向叶片的安装角p 关小，就能减小或消除气流进入动叶时的正冲角，从而达到防喘的目的。由于在低转速工况下，压气机的前几级最容易进入喘振工况，因而通常总是把压气机的第一级入口导叶，设计成为可以旋转的。图3-34中给出了在某台20MW的燃气轮

20、机上采用的压气机第一级入口可转导叶的示意图。这时，在每一个可转导叶的顶部都安装了一个小齿轮，旋转这些小齿轮就可以改变入口导叶的安装角。这些小齿轮的转动则是依靠两个半圆形的齿条来带动的。而齿条的动作却由专门设计的油动机来操纵。在这台燃气轮机中，当机组转速升高到额定转速n0的95%之前，第一级入口可转导叶的安装角将始终维持为p =44。但是，当机组转速升高到95% n0 时，带动齿条动作的油动机，在液压油的作用下，通过活塞和连杆的动作，可以使两个半圆形的齿条旋转一定角度。这样，就可以把每个可转导叶的安装角p ，迅速地开到p =80的位置上去。 此后，当机组进入正常运行状态后，压气机第一级入口可转导

21、叶的安装角将始终维持在p=80的位置上工作。只是当机组发出停机信号，并使转速下降到87.5% n0时，才能再次通过油动机去推动半圆形齿条作反向旋转运动，使压气机第一级入口可转导叶的安装角重新关小到p=44的位置上去。1-齿条 2-齿轮图3-34 某台燃气轮机上采用的入口可转导叶的示意图图3-35 在转速恒定不变的情况下，导叶的安装角改变时，压气机特性曲线的变化关系采用可转导叶的措施不仅可以防止压气机的第一级进入喘振工况，而切还能使其后各级的流动情况得到改善。因为当压气机动叶中气流的正冲角减小时，级的外加功量就会下降，也就是说，在压气机第一级出口处，空气的压力比较低，这样就可以增大流到其后各级中

22、去的空气体积流量，使这些级的气流冲角适当减小，因而有利于改善这些级的稳定工作特性。显然，这个措施的效应可以在压气机的特性曲线上得到反映，如图3-35所示。从图中可以看出：当导向叶片的安装角减小时，压气机的特性曲线就会向左上方移动。这正意味着压气机的喘振边界线将朝着流量减小的方向变动，这对于扩大压气机的稳定工况范围是很有利的。还应该指出：在燃气轮机起动时，关小压气机入口导叶安装角的措施，对于减小机组的起动功率也是有好处的，这是由于在这种情况下，流进压气机的空气流量将会大大减少的缘故。(1) 在压气机通流部分的某一个或若干个截面上，安装防喘放气阀的措施。鉴于机组在起动工况和低转速工况下，流经压气机

23、前几级的空气流量过少，以致会发生较大的正冲角，而使压气机进入喘振工况，于是人们就设想出在容易进入喘振工况的某些级的后面，开启一个或几个旁通放气阀，迫使大量空气流过放气阀之前的那些级，那么就有可能避免在这些级中产生过大的正冲角，从而达到防喘的目的。图3-36中给出了在一台多级轴流式压气机上装设防喘放气阀的示意图。图3-36 多级轴流式压气机上的防喘放气阀当然，选择防喘放气阀的安装位置甚为重要。实践表明：把防喘放气阀安装在压气机的最前几级，并不能获得很好的效果。假如把它们安装在压气机的最后几级，甚至于是安装在压气机后的排气管道上，对于扩大压气机的稳定工作范围虽有好处，但是由于放气压力很高，由旁通放

24、气阀排出的空气所带走的能量损失就很大。因此，人们总是愿意把防喘放气阀分布在压气机通流部分的若干截面上。这样，既能改善那些流动情况最为恶劣的压气机级的工作条件，又能使放气能量不至于太大。在PG5331燃气轮机上，为了防止机组在起动过程中进入喘振工况，除了采取可转导叶的措施外，还在压气机第10级后面的抽气管路上，安装了两个防喘放气阀。从机组的起动瞬间开始，一直到机组转速升高到95% n0之前，这两个防喘放气阀将始终开启着。只是当机组转速超过95% n0以后，这两个阀门才被关闭。很明显，防喘放气阀打开时，燃气轮机的运行线将远离压气机的喘振边界线。图3-37 选择机组运行点时对防喘安全裕量的考虑(2)

25、 合理地选择压气机的运行工况点，使机组在满负荷工况下的运行点，离压气机喘振边界线有一定安全裕量的措施。实践表明；对于特性曲线已经设计确定了的压气机来说，假如能使机组在满负荷工况下的运行点(参见图3-37)，离压气机的喘振边界线有一定的安全裕量，即那么，机组在满负荷工况时，就不会发生喘振现象，在设计和运行机组时，必须考虑这个原则。1-低压压气机2-高压压气机3-燃烧室 4-高压透平5-负荷 6-低压透平图3-38 双轴(转子)燃气轮机方案(3) 把一台高压比的压气机分解成为两个压缩比较低的高、低压压气机，依次串联工作；并分别用两个转速可以独立变化的透平来带动的双轴(转子)燃气轮机方案，可以扩大高

26、压比压气机的稳定工作范围。图3-38中给出了这种方案的示意图。在这种方案中高压压气机的转速是恒定不变的，而低压压气机的转速将随负荷的降低而下降。如前所述：一台多级轴流式压气机，当其转速低于设计值时，在压气机的前几级中将会产生较大的正冲角，因而容易进入喘振工况。那时，整台压气机中气流的冲角偏离设计值的情况如图3-39a所示。a) 单轴(转子)压气机内各级间冲角的变化关系 b) 双轴(转子)压气机内各级冲角的变化关系图3-39 整台压气机在分成高压和低压两部分后各级之间冲角的变化关系显然，在变工况条件下，假如能够使压气机中各级转子的转速变化规律，与流进压气机中空气体积流量的变化规律相适应，借以避免

27、在通流部分中产生过大的正冲角，那么，就能从根本上消除压气机中气流的不协调现象，进而彻底解决发生喘振现象的根源。为了实现这个目标，就必须要求同一台压气机的各级转子具有各自不同的转速变化规律，从而达到当空气流量减少时，使压气机前几级转子的转速下降得比后几级转子的转速更加迅速一些的目的。事实上，要完全实现这个要求是不现实的。但是，当把压气机分成两个甚至三个转子则是可能的。显然，图3-38那样的双轴方案可以在一定程度上实现“使压气机的前几级转子的转速下降得比后几级转子的转速更加迅速一些的目的”。这样，就可以使原先发生在整台单轴(转子)压气机范围内的气流冲角的大的不协调现象，改变成分为分别在两个压气机中

28、发生的冲角较小的不协调现象(如图3-39b)所示，从而使气流冲角的偏离程度减小，因而将有利于防止进入喘振工况。总之，通过以上五个措施，可以防止在压气机中发生具有破坏性的喘振现象，有利于扩大整台机组稳定工作的范围。实践表明：在压缩比小于4-4.5的压气机中，非设计工况下各级之间的气流不协调程度是比较小的，它可以不采取专门的防喘措施。当压缩比提高到2-7时，就应该至少在一个截面上进行放气，或者同时采用放气和可转导叶的防喘措施。当压缩比提高到10-12时，就需要在好几个截面上放气，并且同时旋转好几级静叶，否则压气机在低转速工况下很难正常工作。如果压气机的压缩比更高，就有必要采用双轴(转子)压气机方案(如航空发动机中的双转子压气机那样)，它们的压缩比可以高达25-35。但是，由于技术的进步，目前单转子压气机的压缩比以能做到23-30。当然，它需要同时采用放气和多级压气机静叶可调的防喘措施。