小型低溫風洞壓縮機轉子結構設計

陳振華, 聶徐慶, 楊文國

(中國空氣動力研究與發(fā)展中心 設備設計及測試技術研究所, 四川 綿陽 621000)

0 引 言

在連續(xù)式低溫風洞中，隨著實驗介質溫度的降低，其密度增大，粘性系數降低，因而可以大大提高試驗雷諾數[1]，有利于對飛行器的氣動特性進行準確模擬。從20世紀70年代至今，世界上陸續(xù)建成了20多座低溫風洞[1-2]，其中最具代表性的是德國宇航院的低速低溫風洞、美國國家跨聲速設備(National Transonic Facility, NTF)和歐洲跨聲速風洞(European Transonic Wind-tunnel, ETW)[3-4]。

有別于暫沖式風洞，連續(xù)式風洞對壓縮機系統提出了很高的要求，給壓縮機的設計和調試都帶來較大挑戰(zhàn)，惠增宏[5]介紹了NF-6風洞壓縮機的具體結構和設計要求，計算了壓縮機軸系的扭振情況，論述了雙電機驅動方案。周恩民[6]詳細介紹了AV90-3型風洞壓縮機喘振邊界測試的方法、判定準則以及防喘措施。熊波[7]介紹了0.6m連續(xù)式風洞壓縮機的防喘策略和轉速精確控制方法。文獻[3]和[4]則要求低溫風洞的軸流壓縮機必須在高轉速、寬溫度范圍和大熱變形等極端條件下穩(wěn)定高效運行。但是以上文獻均沒有針對壓縮機的結構設計給出具體的論述。

在壓縮機的結構設計以及計算分析中，國內外學者的豐碩著述為本文的設計提供了有益的參考。姜妍[8]概述了百萬噸乙烯項目中低溫壓縮機(進口溫度-102℃)的材料選用情況，但是未論述結構設計方法。Singh[9]論述了透平機械葉片的設計、選材以及相關計算方法。石煒[10]使用微動模型計算了葉片和輪盤的榫連接結構疲勞壽命。成玫[11]深入研究了轉子-軸承-密封耦合系統的動力學特性，使用有限元方法進行了數值仿真，并和實驗數據進行了對比。王維民[12]分析了轉速以及密封交叉剛度對轉子穩(wěn)定性的影響，并研究了轉子系統的穩(wěn)定性控制方法。Ishida[13]重點介紹了轉子動力學的理論基礎和相應計算方法，并論述了轉子失穩(wěn)和非線性振動。黃鐘岳[14]從工程應用的角度給出了一般工業(yè)壓縮機結構設計的方法和依據，但是未涉及低溫壓縮機領域。馬文生[15]分析了迷宮密封結構對泄漏量和軸系臨界轉速的影響規(guī)律，表明密封也是轉子系統的重要環(huán)節(jié)。楊東輝[16]和張超[17]分別使用有限元方法計算了透平機械的氣缸和轉子熱應力，得到了比較準確可信的結果。

總的來說，低溫壓縮機轉子系統的結構設計既要考慮低溫熱防護和動靜密封，又要考慮寬溫度范圍帶來的熱變形和熱應力，還要注意材料的選擇和工藝實現問題。目前我國在低溫風洞軸流壓縮機研制領域才剛剛起步，沒有成功的經驗可供借鑒，因此面臨諸多挑戰(zhàn)。

為解決低溫風洞壓縮機結構設計的關鍵技術，本文結合某小型低溫跨聲速風洞軸流壓縮機組的研制，對其轉子結構進行深入闡述和具體分析，壓縮機制造安裝后與風洞進行聯合調試。

1 壓縮機總體概況

1.1 性能指標

該壓縮機為兩級軸流式壓縮機，安裝于風洞二拐之后，可在空氣和氮氣2種介質下運行，依靠液氮的汽化吸熱來降低氣流溫度，壓縮機氣動輪廓如圖1所示，動靜葉均采用NACA65系列葉型，動葉角度在停機時可以調節(jié)，靜葉角固定。風洞穩(wěn)定段總壓范圍0.02～0.45MPa，穩(wěn)定段總溫范圍110～323K。壓縮機氣流通道等外徑700mm，最高設計轉速7900r/min，最大功率1300kW，最大壓比1.558。

圖1 壓縮機氣動輪廓

1.2 結構形式

壓縮機本體結構如圖2所示，主要由機殼、轉子、靜葉、整流罩(包括頭罩、尾椎)和支座等部分組成。壓縮機轉子是壓縮機本體的核心部件，主要由動葉片、輪轂、主軸、軸承、聯軸器和中間軸等組成。

圖2 壓縮機結構簡圖

該壓縮機的一級動葉和二級動葉數量均為40片，葉片根部被分體式輪轂壓緊，同時輔以半月形鍵進行定位。一級輪轂通過螺母壓緊在帶花鍵的軸肩端面，在獲得軸向定位的同時通過端面齒式花鍵來傳遞扭矩，二級輪轂由連接環(huán)和一級輪轂相連。

壓縮機主軸通過上游2對背靠背角接觸推力球軸承和下游一對圓柱徑向滾動軸承支撐在軸承座內，推力軸承軸向位置固定，徑向軸承軸向浮動。

電機的驅動力矩通過一段長約1.3m，單邊壁厚僅2.2mm的中間軸傳遞到主軸，中間軸兩端均采用膜片聯軸器加對稱平鍵的連接形式。

2 轉子結構設計關鍵技術

2.1 主軸與輪轂的連接

對于常溫壓縮機而言，主軸與輪轂可以采用平鍵連接、法蘭連接和錐面配合等多種形式[14]。但是在低溫工況下，由于輪轂與主軸會產生較大的溫差，普通平鍵連接和錐面配合均會產生附加的溫度應力，在振動時還可能產生間隙，導致連接松動。法蘭連接則受限于空間尺寸，在交變載荷和低溫條件下的連接件防松問題也不易解決。

如圖3所示，該低溫壓縮機的一級輪轂端面和主軸軸肩之間通過6個齒的花鍵實現扭矩傳遞?；ㄦI在軸向、徑向均不會因溫度變化導致干涉，僅需在圓周方向考慮溫差影響。端面花鍵在不影響主軸強度的同時，可以保證足夠大的接觸面積，增加了剪切強度安全系數。軸-輪轂和花鍵-鍵槽之間的配合尺寸必須經過精確計算，確保在常溫時不會松動，同時在低溫下的過盈量不至于導致過大的熱應力。

圖3 輪轂-主軸連接結構

一級輪轂的軸向定位通過鎖緊螺母實現。二級輪轂和一級輪轂之間通過連接環(huán)相連，連接環(huán)兼具軸向定位和扭矩傳遞的作用，二級輪轂和主軸之間可以沿軸向滑動，在低溫工況下可以釋放熱變形。

2.2 葉片與輪轂的連接

壓縮機的葉片在運行過程中，主要受到氣動力、離心力和溫度應力等的作用，其中離心力占主要部分。葉片在這些載荷的共同作用下，其剛度、強度和疲勞壽命都必須滿足設計要求，不能發(fā)生破壞[8]。

通常葉片與輪轂的連接處是最薄弱的環(huán)節(jié)。葉片與輪轂常見的連接方式包括：燕尾槽連接和插銷連接。燕尾槽不能實現動葉角度的調節(jié)，而插銷連接由于難以確定銷釘和葉片的實際接觸狀態(tài)，因而給葉片的固有頻率帶來不確定性。

如圖4所示，本文的低溫壓縮機葉片和輪轂采用夾緊葉根加定位銷限位的方法進行連接。剖分式輪轂在葉根處夾緊葉片，葉片的轉動自由度由月牙形定位銷限制，而離心力主要由葉片底部的限位法蘭承載。壓縮機停機后，通過更換月牙形定位銷可以調節(jié)動葉片安裝角。

圖4 葉片連接示意圖

壓縮機在最大轉速下運行時，葉尖速度最大為289m/s。一般的材料很難承受葉片旋轉引起的巨大離心力。在葉片尺寸較小時，考慮到結構的可實現性和材料的可加工性，該小型壓縮機的葉片最終選用高強度低溫鈦合金Ti-6Al-4V，該材料具有極高的比強度，在常溫下的密度僅為一般鋼材的56%，而屈服強度可達1100MPa。經計算，在極端工況的氣動力、離心力和溫度應力的綜合作用下，葉根強度安全系數超過1.5，滿足設計要求。

2.3 軸承的選擇、潤滑和密封

低溫壓縮機的轉子具有轉速高、載荷大等特點，對軸承要求較高，可供選擇的方案包括滑動軸承、滾動軸承和電磁軸承等[14]。電磁軸承可以在低溫下工作，但系統復雜?；瑒虞S承承載能力強、抗震性能好，但需要引入潤滑油系統，在低溫環(huán)境下，潤滑油的泄漏和凝固會帶來嚴重的后果；此外，本文的壓縮機尺寸較小，滑動軸承在設計安裝上均存在較大難度。

本文的轉子系統采用滾動軸承支撐方案。在壓縮機上游配置雙列背靠背角接觸推力軸承，主要承受壓縮機軸向氣動載荷，在壓縮機下游配置圓柱滾子徑向軸承。推力軸承軸向固定，而徑向軸承軸向浮動，可以補償低溫下的熱變形。軸承選用特殊的低溫脂潤滑，最低可耐-40℃的低溫。軸承為FAG公司產品，其主要結構參數如表1所示。

表1 軸承選型及結構參數表Table 1 Bearing selection and structure parameters

考慮到載荷、安裝預緊力和潤滑條件等因素，校核得到徑向軸承壽命大于1×105h，推力軸承壽命約52 063h，均滿足設計要求。

為了防止?jié)櫥绯鲞M入風洞，在軸承端面采用充氣迷宮密封，其結構如圖5所示，密封間隙0.6mm。軸承在工作時，兩側的密封區(qū)氣壓比壓縮機的工作壓力至少高3kPa。

(a) 推力軸承

(b) 徑向軸承

2.4 軸承的熱防護

為確保軸承在常溫和低溫工況下均能正常工作，需要將軸承的潤滑脂溫度保持在-40～60℃之間。壓縮機在常溫工況下運行時，軸承自身會發(fā)熱，尤其是推力軸承在高轉速和大推力下的發(fā)熱量非?？捎^，必須采用冷卻系統對軸承進行降溫。反之，在低溫工況下，為避免油脂低溫失效，必須對軸承采取保溫措施。

本文采用以下3種方法將軸承的溫度控制在合適的范圍內：(1) 軸承座與機殼之間安裝了隔熱性能優(yōu)良的酚醛樹脂板，減小軸承座和流道氣體之間的傳熱；(2) 在軸承端面通入和風洞運行介質相同的常溫氣體，常溫密封氣體經過迷宮密封后再經過軸承座和軸承端面，從而起到控溫的作用。常溫空氣在軸承升溫時能起到冷卻作用，而在軸承降溫時起到加熱作用；(3) 對軸承座外表面進行電加熱。當整個轉子工作在深低溫環(huán)境時，僅僅依靠保溫氣體難以達到理想的保溫效果，還必須借助電加熱來提供額外的熱量。

如圖5所示，電加熱通過粘貼在軸承座外表面的電阻式加熱片來實現，加熱片的最大功率密度可達6W/cm2。

3 轉子力學計算

3.1 轉子動力學計算

建立壓縮機轉子的有限元模型，借助ANSYS轉子動力學模塊進行轉子動力學計算。如圖6所示，將連續(xù)體離散為多個軸段，軸段采用Beam188梁單元進行模擬。由于一級輪轂和二級輪轂之間的連接環(huán)對轉子的抗彎剛度具有較大的影響，因此必須專門建立輪轂和連接環(huán)單元進行計算。葉片作為附加質量單元分配在相應的節(jié)點上，同時建立彈簧單元分別模擬徑向軸承和推力軸承的支撐剛度，根據軸承選型計算結果，徑向軸承支撐剛度設置為4.5×108N/m，推力軸承支撐剛度設置為7×108N/m。滾動軸承的阻尼很小，在計算中予以忽略。

圖6 壓縮機轉子有限元建模

固定軸承外圈，約束所有節(jié)點的軸向移動自由度和繞軸向旋轉自由度，采用阻尼方法進行模態(tài)分析，考慮回轉效應，在靜態(tài)坐標系下計算無阻尼橫向彎曲固有頻率隨轉速的變化情況，將計算結果整理后繪制Campbell圖，如圖7所示。

圖7 壓縮機轉子Campbell圖

從以上計算結果來看，壓縮機轉子系統在工作轉速范圍內不會發(fā)生共振，一階臨界轉速遠高于最高轉速，安全裕度較大。需要注意的是，在實際運行中，滾動軸承動態(tài)特性、軸系耦合振動、氣流激振和基礎共振等復雜因素都會對壓縮機軸系振動特性產生影響[13,18-19]。

3.2 轉子熱應力計算

在進行低溫工況實驗時，壓縮機流道內的工作介質溫度需要在2h內從295K線性降至110K，然后維持在110K進行氣動試驗。因此，必須校核壓縮機組在瞬態(tài)降溫階段的結構熱應力，確保機組強度處于安全范圍內。

為了盡可能模擬壓縮機的實際工作環(huán)境，設置邊界條件如下：(1) 與高速低溫氣流接觸的輪轂外表面和軸承座表面直接施加溫度載荷；(2) 與壓縮機內腔低速回流氣體接觸的軸承座表面和輪轂側面設置對流換熱系數20W/(m2·K)；(3) 在軸承座外表面處施加熱流密度6W/cm2，模擬加熱片的加熱作用；(4) 在主軸動密封處施加對流換熱系數200W/(m2·K)，模擬保溫氣體的保溫作用；(5) 壓縮機兩級輪轂外表面施加最大載荷條件下的軸向氣動推力約20000N；(6) 約束推力軸承端面位移。

在圖6所示模型的基礎上增加軸承座組件，并進行適當的簡化處理，使用solid227單元劃分四面體網格，最大網格尺寸設置為15mm，得到網格總數為74 030，所有接觸面均施加綁定約束，不考慮接觸熱阻。

利用有限元方法[16-17]計算得到降溫結束時的瞬態(tài)溫度場和等效應力場如圖8所示?？梢钥闯?，軸承處的溫度約3℃，最大應力位于推力軸承座的圓錐面內側，最大應力值約170MPa，小于轉子材料(低溫不銹鋼N50)的屈服強度393MPa，安全系數大于1.5，滿足設計要求。

(a) 溫度分布(℃)

(b) 應力分布(Pa)

Fig.8Calculationresultofthecompressorrotorwhentemperaturedroppingstageends

4 調試試驗

壓縮機組安裝后的現場照片如圖9所示，壓縮機轉子安裝在機殼內部，驅動電機位于風洞二拐外部，壓縮機和電機安裝在同一個公共底座上，輔助系統主要給壓縮機提供密封氣體。機組在常溫下先后進行機械運轉實驗和熱力性能實驗，測試了機組各系統的動態(tài)性能和熱力性能，然后與風洞聯調，開展低溫調試試驗。由于洞體還未進行外絕熱施工，在低溫試驗時，外殼體也同步降溫，因此殼體表面附著了一層厚厚的冰晶。

圖9 試驗現場照片

通過安裝在軸承表面的傳感器，可以準確獲取壓縮機運行時所有軸承的溫度信號和振動信號。如圖10所示，風洞總溫首先在70min之內從常溫線性降至200K(-73℃)，在該溫度下進行了約30min的實驗，在加熱片和密封氣體的共同作用下，壓縮機軸承溫度在15～25℃之間波動。繼續(xù)將總溫線性降至110K(-163℃)進行實驗，當總溫低于-120℃時，徑向軸承和推力軸承的溫度開始緩慢下降，當總溫達到-163℃時，推力軸承的溫度約5℃，徑向軸承的溫度約7℃，均遠高于軸承的最低工作溫度-40℃，滿足設計要求。實驗結果和圖8(a)的計算仿真結果相吻合，進一步驗證了轉子設計的可靠性。

圖10 軸承溫度監(jiān)控曲線

需要說明的是，在每一個實驗工況下，軸承溫度都會達到熱平衡，但是由于時間較長，在實驗中沒有采集到完整的數據。下一步將設計相應的實驗進一步研究轉子的穩(wěn)態(tài)傳熱情況。

轉子軸承處的振動烈度和轉速的對應關系如圖11所示。當轉速小于6400r/min時，徑向軸承和推力軸承的振動烈度基本保持在1mm/s左右。在6400r/min以上，轉子振動烈度開始上升，在7000r/min左右時達到峰值3mm/s，此后又有所下降。在整個轉速范圍內，轉子振動遠小于運行閾值9mm/s，轉子運行安全可靠。振動測試情況和轉子動力學計算有一定偏差，下一步將繼續(xù)研究軸系耦合、支撐系統以及氣流激振等因素對轉子振動的影響。

圖11 壓縮機軸承振動曲線

5 結 論

針對應用于小型低溫風洞上的壓縮機轉子，所開展的結構設計、仿真計算以及實驗調試等工作，可以得出如下結論：

(1) 小型低溫風洞壓縮機的設計難點在于工作溫度范圍寬廣，工作轉速較高。設計時必須考慮材料選型、熱應力校核以及低溫熱防護等關鍵技術。

(2) 該壓縮機的轉子總體設計結果為：主軸和輪轂通過端面花鍵傳遞扭矩，一二級輪轂通過連接環(huán)提高剛度；輪轂和葉片采用夾緊葉根加定位銷限位的連接方法；推力軸承采用雙列背靠背角接觸推力軸承，徑向軸承采用圓柱滾子軸承，并采用特殊的低溫潤滑脂；軸承的熱防護通過加熱片和密封氣實現。

(3) 仿真計算表明：轉子一臨界轉速遠高于最大轉速，降溫結束時推力軸承座圓錐面內側的最大應力值約170MPa，安全系數大于1.5。機組聯合調試結果表明：當總溫降至110K時，軸承溫度大于5℃，軸承振動在全轉速范圍內小于3mm/s。因此，各項指標均達到設計要求，驗證了低溫壓縮機轉子設計的合理性。

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