某过程工业用离心压缩机模型级轴向推力测量研究

谭佳健 刘长胜,2 孙玉莹 沙 龙 官文超

（1.沈阳鼓风机集团股份有限公司；2.西安交通大学能源与动力工程学院）

某过程工业用离心压缩机模型级轴向推力测量研究

谭佳健1刘长胜1,2孙玉莹1沙 龙1官文超1

（1.沈阳鼓风机集团股份有限公司；2.西安交通大学能源与动力工程学院）

以某小流量系数离心压缩机模型级为研究对象，测量了模型级叶轮盖侧以及盘侧间隙的静压分布以及叶轮的轴向推力。测量结果表明：叶轮盘侧间隙与盖侧间隙静压分布沿半径增大的方向基本呈线性分布；叶轮轴向推力是静态力与动态力的合成，静态力是主要成分，动态力也占有较高比例；叶轮轴向推力基本上随着机器马赫数的增加而增大，主推力基本上随着流量的减小而增大，但到近喘振点时主推力会有所减小。

离心压缩机；轴向推力；测量

0 引言

离心压缩机被广泛应用于石油、化工等诸多重要部门，是许多工艺流程中的心脏设备，其安全可靠性是离心压缩机设计中考虑的首要问题。推力轴承瓦块磨损或推力瓦温度过高是离心压缩机启动和运转中常见的故障，而这种故障多是在设计阶段对转子轴向力的计算不准确所造成的。因此，转子轴向推力的计算是离心压缩机设计的重要组成部分，其准确与否，直接关系到离心压缩机能否安全可靠运行。本单位开发出了一种离心压缩机轴向推力计算的新方法，作为对轴向推力计算新方法的验证与校核，本文的工作主要侧重于对某离心压缩机模型级轴向推力以及叶轮盖侧及盘侧间隙内静压进行试验测量。

目前从已调研的文献[1-8]来看，大部分是关于轴向推力计算方法的研究，而轴向推力测量方面的研究主要是针对水泵[9-15]、涡轮增压器[16-17]以及双螺杆磨浆机[18-19]的，过程工业用离心压缩机轴向推力测量的案例与资料非常少。史俊友[20]实现了对某大型离心泵轴向推力的测量，设计了一种用于离心泵轴向推力测量的弹性测力结构以避免将止推轴承座作为测力弹性元件而导致的变形量太小问题。高翼飞[10]详细介绍了用于水泵轴向力测量的测力弹性元件结构的设计步骤及有限元分析方法，依据等效应变的分布情况，找到了粘贴应变片的最佳位置。他采用测力环分别安装在轴承两侧，同时与轴承和壳体接触，且径向方向不与泵轴接触，其测力范围在0～8kN。吴卿宇[15]利用石英晶体的压电效应，研制了一种应用于水泵转子轴向力测量的压电式水泵轴向力测力仪，还设计搭建了静、动态标定装置，对压电式水泵轴向力测力仪进行了静、动态标定，并装配于水泵内部，进行了实际轴向力测试试验，此外，还有一些关于水泵轴向推力的相关文献，方法基本都与上述几种测量方法相似，在此不再赘述。沈鼓集团也曾联合大连理工大学以及沈阳工业大学相关科研人员对某主泵模型轴向推力进行了测量。

吴广位[17]设计了一种用于涡轮增压器轴向推力测试的推力板，通过推力板上的电阻应变片来测量轴向推力，并做了标定以及温度修正试验。胡辽平[21]、洪汉池[22-23]等人也用类似的方法采用电阻应变片测量过某涡轮增压器的轴向推力。何洪[24]直接采用力传感器测量了某涡轮增压器的轴向推力。王维民[25]介绍了一种轴位移故障自愈调控策略，其中也提及了采用力传感器直接测量轴向推力。

综上所述，目前国内对过程工业用离心压缩机轴向推力测量的研究较少，国际上此类工作也比较少。而本文的主要工作是对X1标模型级转子的轴向推力进行测量并同时测量叶轮盖侧、盘侧间隙静压。

1 研究对象

本文以某小流量系数离心压缩机模型级X1为研究对象，X1模型级采用二元闭式叶轮、无叶扩压器、弯道、回流器构成。表1为X1模型级的主要结构参数及模型级试验装置图。

表1 X1模型级主要结构参数表Tab.1 Main structural parameters of the model stage X1

2 测量方法

2.1 静压测量

叶轮盘、盖侧间隙静压测量采用壁面开孔取压方式测量，在叶轮盖侧及盘侧间隙壁面（右侧板及叶盘壁面）分别沿径向均布6～8个取压孔，孔径为1mm，采用金属毛细管将静压引出机壳外，再利用胶管引入差压传感器。图1为模型级试验装置图，图2为壁面静压测孔示意图。

图1 X1模型级试验装置图Fig.1 Test rig of the X1 model stage

图2 X1模型级静压测孔示意图Fig.2 Schematic diagram of static pressure measurement of the X1 model stage

这种静压测量方法测得的静压值与真实值会略有不同。其原因是当壁面开孔后，气流流过时会使流线有一定弯曲。流线沉到孔里产生离心力场并增强了孔的压力，因而所测得的压力值超过气流真实压力，超过的值取决于气流速度和孔的几何形状。在某些情况下，气流从孔的前缘分离，使得孔内的压力低于气流压力。测压孔的直径不应低于0.5mm，因为孔径过小易引起堵塞，而且惯性增大，同时孔径也不宜大于1mm，因为孔径过大时测量的不仅仅是静压，还有部分速度头。当孔径从0.15mm增大到1.5mm时，由速度头引起的测量误差由0增大到1.1%。综合考虑测点处的气流速度，本次试验的静压测量误差为0.8%。

2.2 推力测量

采用封装好的电阻应变片式力传感器来测量推力轴承的轴向推力，传感器构造如图3所示，将传感器封装好后直接作为推力轴承瓦块的支撑（如图4所示）。这种测量方法最大优点是传感器封装好后与止推轴承部件整合于一体，可以不需要对现有离心压缩机结构进行较大改动，也不需要再增加额外的弹性测力元件，只需要更换这种带力传感器的止推轴承或安装这种封装好的力传感器就可以实现离心压缩机轴向推力的测量。

图3 轴向推力传感器构造原理图Fig.3 Construction of the axial thrust sensor

本次试验选用美国某企业生产的推力传感器，并且自制与其匹配的可倾瓦推力轴承。考虑到推力传感器需要长时间浸泡在润滑油中，因此选用了防油型的推力传感器。图4为安装有力传感器的推力轴承瓦块，总共采用4个力传感器安装到推力瓦块中，图5为自制的带有力传感器的推力轴承，推力轴承分为主推力侧及负推力侧，分别位于推力盘两侧，如图6所示。主推力侧安装有两个力传感器，负推力侧同样也安装有两个力传感器。数据采集系统为DEWE43A以及其自带数据采集分析软件DEWESoft。轴向推力测量试验在沈鼓集团某模型级试验台位上进行，在进行模型级性能试验的同时进行壁面静压测量以及轴向推力测量。

图4 安装有力传感器的推力轴承瓦块Fig.4 Thrust bearing pad with force sensor

图5 自制带有测力传感器的推力轴承Fig.5 Thrust bearing with force sensor

图6 轴向推力测量装置示意图Fig.6 Axial thrust measuring device

对于这种推力传感器，每个传感器都有各自的性能参数，即在同样的校准载荷下均有各自的电压信号与之对应，该固有参数在DEWESoft中完成设置以确保其测量准确度。此外，在测量对象空转时对压力测量值进行清零操作。本文选用的4个压力传感器电压信号参数以及测量精确度如表2所示。

表2 压力传感器参数以及测量精确度Tab.2 Pressure sensor parameters and measurement accuracy

3 测量结果

图7为X1模型级性能曲线，分别测量了机器马赫数Mu在0.6，0.7，0.8下的性能，图7(a)、(b)分别为X1模型级在不同机器马赫数下的多变效率与能头系数的相对值。在测量级性能的同时对叶轮盖侧以及盘侧间隙静压和叶轮轴向推力进行了测量。

图7 X1模型级性能曲线图Fig.7 Performance curves of X1 model stage

图8为X1模型级盖侧及盘侧静压测点位置，在X1叶轮盖侧间隙内共布置了7个静压测点，在无叶扩压器前隔板上布置了1个静压测点，在X1叶轮盘侧间隙内共布置了6个静压测点，在无叶扩压器后隔板上布置了1个静压测点。

图8 X1模型级盖侧及盘侧静压测点位置Fig.8 Static pressure measuring position at the cover side and disk side of X1 model stage

图9为X1模型级盖侧、盘侧间侧静压分布，图9(a)、(b)、(c)分别对机器马赫数为0.8，0.7，0.6时的静压测量值，图中从左至右依次表示流量由大到小时的静压测量值。其中纵坐标以叶轮出口半径为参考的相对值，横坐标为绝对静压值。从图9可以看出，盘侧间隙与盖侧间隙静压分布沿半径增大的方向基本呈线性分布，只有半径最小处即级间密封附近的静压测点1以及口圈密封处的静压测点8由于受密封泄漏流动的影响，测量时表现出不稳定的现象。总体来说，盘侧间隙静压值要高于盖侧间隙静压值。

图10为根据叶轮盘盖侧静压值测量结果判断的X1模型级盖侧、盘侧间隙内流动方向，从图9可以看出对于本次试验，无论在哪个工况点，叶轮出口静压都高于叶轮进口静压值，这就意味着叶轮盖侧间隙内流动方向为由叶轮出口向心流向叶轮进口口圈密封处(见图10(a)、(b))。另外，对于设计点及小流量工况，扩压器内静压测点测得的静压值明显要高于叶轮出口静压值，那么叶轮级出口静压值也要高于叶轮出口静压值，这表明盘侧间隙内流动方向为由级间密封离心流向叶轮出口处(见图10(a))，对于阻塞工况，从图9可以看出扩压器内静压测点测得的静压值已略小于叶轮出口静压值，那么叶轮级出口静压值也要低于叶轮出口静压值，这表明盘侧间隙内流动方向为由叶轮出口向心流向级间密封处(见图10(b))。值得一提的是，在实际产品中的末级，由于有平衡盘存在，盘侧间隙内流动方向也是由叶轮出口向心流向级间密封处。

图9 X1模型级盖侧、盘侧间侧静压分布(从左至右依次为流量由大到小的变化)图Fig.9 Static pressure distribution at the cover and disk side of the X1 model stage

图10 X1模型级盖侧、盘侧间隙内流动方向图Fig.10 Flow direction in the gap of cover and disk side

图11为不同机器马赫数时，X1模型级轴向推力测量结果，其中各工况点推力值为一个测量时间段内的平均值。轴向推力随着机器马赫数的增加而增大，还可以看出主要是推力轴承主推力侧传感器承受了推力，主推力基本上随着流量的减小而增大，但到近喘振点时主推力会有所减小。此外，推力轴承副推力侧也受到了推力，并且特别是近阻塞工况时副推力较大，之后随着流量的减小，副推力数值基本保持不变且维持在一个较小的量值上。在近阻塞工况时，由于压比较小，叶轮出口静压低，转子可能在轴向存在不稳定现象，所以导致副推力侧也受到了较大的推力。但当Mu= 0.6时，副推力突然明显增大，这是转子在临界转速附近运行，而压比又比较小，所以转子的轴向不稳定现象更加明显。

图11 X1模型级轴向推力测量结果图Fig.11 Axial thrust measurement results of the X1 model stage

4 结论

本文以某小流量模型级X1为研究对象，测量了模型级叶轮盖侧与盘侧间隙的静压分布以及叶轮的轴向推力，得到如下结论：

1）盘侧间隙与盖侧间隙静压分布沿半径增大的方向基本呈线性分布，只有半径最小处即级间密封附近的静压测点以及口圈密封处的静压测点由于受密封泄漏流动的影响，测量时表现出不稳定的现象。盘侧间隙静压值要高于盖侧间隙静压值。

2）叶轮轴向推力是静态力与动态力的合成，静态力是主要成分，动态力也占有较高比例，并且频率分量是叶轮的工作频率及其倍频，动态力也是不能忽略的次要成分。

3）叶轮轴向推力基本上随着机器马赫数的增加而增大，主推力基本上随着流量的减小而增大，但到近喘点时主推力会有所减小。此外，推力轴承负推力侧也受到了推力，并且特别是近阻塞工况时负推力较大，之后随着流量的减小，负推力数值基本保持不变且维持在一个较小的量值上。这是因为近阻塞工况时，由于压比较小，叶轮出口静压低，转子可能在轴向存在不稳定现象，所以导致负推力侧也受到了较大的推力。叶轮轴向推力存在“陀螺效应”，即外部施加给陀螺的力越大，陀螺转速越高，陀螺旋转更加稳定，反之，陀螺就更加不稳定。

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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 辽宁 沈阳 110869