电站燃气轮机轴流式压气机的工作原理与特性

电站燃气轮机轴流式压气机的工作原理与特性轴流式压气机的结构与性能要求结构概述压气机是燃气轮机中的一个重要部件，它的作用是实现燃气轮机热力循环中的空气压缩过程，以求连续不断地向燃烧室提供高压空气。目前，在燃气轮机中应用得较广的压气机类型有轴流式压气机和离心式压气机两种，图3-1和图3-2中分别给出了这两种压气机的结构示图。a)轴流式压气机的通流部分示意b)轴流式压气机的纵剖面1-进口收敛器2-进口导流器3-工作叶轮4-扩压叶列5-转子6-汽缸(或机匣)7-出口导流器8-出口扩压器9-端轴图3-1轴流式压气机的示图a)工作叶轮的进口速度三角形b)双面进气式离心压气机1-进口导流器2-工作叶轮3-扩压器4-机匣图3-2离心式压气机的示图在轴流式压气机中，气体质点大体上是在圆柱形回转面上沿轴线方向流动的(参见图3-1a)。在离心式压气机中，气体质点则主要是沿着工作回转面的离心方向作径向流动(参见图3-2b)。1-进口可转导叶2-叶片(动叶)3-静叶4-气缸5-工作叶轮(转轮)6-主轴图3-3轴流式压气机的结构示图a)旧式叶片a)旧式叶片b)按可控扩压原理设计的新叶片1-扭曲式叶身2-叶根图3-4压气机的动叶片结构由图3-3可知：安装在转轮5或整体式转鼓上的转子是由许多叶片(动叶)2，与主轴6一起组成的一个高速回转部件。安装在转轮上的一圈叶片是一个叶列，称为工作叶栅或动叶栅。叶栅中的叶片称为工作叶片或简称为动叶。轴流式压气机的叶片是由叶身和叶根两部分组成的，如图3-4所示。其中叶身是叶片与空气流相互作用的部分。通常，叶身的整体形状是扭曲式的，它的断面形状薄而宽，厚度由根部向颈部逐渐减小。叶根则是叶片固定到转轮或转鼓上去的部分。叶根的形状有纵树型、燕尾型等多种形式。在燃气轮机中压气机的转子由燃气透平带着一起旋转。压缩空气所需要的耗功是由燃气透平提供的，并通过压气机转子上的各个叶片传递给空气流。静子则是由许多圈叶片3安装在气缸上而组成的静止部件(参见图3-3)。静子上的一圈叶片称为导流器或静叶栅，组成导流器的叶片称为导流叶片或简称为静叶。通常，静叶断面形状的厚度比动叶者薄，因为它承受的机械应力要比动叶小。静叶的厚度也是从根部向顶部逐渐减小的(当然也有等厚度的静叶)，其扭曲程度也常比动叶小。压气机机匣进口处的气流通道称为进气道，出口处称为排气道。在压气机进口端的第一列工作叶栅前，有时在机匣(气缸)上安装一圈附加的静叶栅，称为进口导叶栅，现在经常把它做成为可以旋转的，借以改变气流的导流方向。在机匣(气缸)出口端的最后一列导流叶栅的后面，有时也附加一圈静叶栅，称为出口整流叶栅，它是把气流整流导向到轴向流动的装置。在轴流式压气机中动叶栅和静叶栅是沿着轴线方向交替排列的。在每一列动叶栅的后面都有一列静叶栅。由各列叶栅的通道组成的压气机轴向通道就是空气的流动通道，称为压气机的通流部分。一列动叶栅与它下游方向的一列静叶栅共同组成轴流式压气机的一个级。通常，轴流式压气机都是由若干个级组合在一起，成为一个多级压气机。对于轴流式压气机来说，一个级的增压比只有1.15~1.35左右，而整台燃气轮机的总压比ε*却要高得多，因而在燃气轮机中轴流式压气机必然是多级的。对于离心式压气机来说，在工作叶轮中流动的气体，由于能够得到离心力的帮助，因而一个级的压比就有可能达到3~4.5，甚至更加高一些。但是其气流流动的路线却比较曲折，因此，其压缩效率要比轴流式压气机的低。当然，多级离心式压气机的效率会更低一些。通常，轴流式压气机的效率可以达到87%以上，而离心式压气机效率只有84%~85%左右，甚至在80%以下。在离心式压气机中，由于受材料强度的制约，工作叶轮的尺寸不能做的太大，因而进入这种压气机的空气流量就会受到限制，即使把工作叶轮设计成为双面进气的型式，如图3-2b所示，其空气流量仍然不能做得很大。轴流式压气机的情况则不然，它的空气流量可以做得很大，而且多级轴流式压气机的效率又比较高，因而，在近代大功率的燃气轮机中，几乎毫无例外地都采用轴流式压气机作为压缩空气的基本设备。通常，离心式压气机只在中小型燃气轮机中有所应用。压气机的级是轴流式压气机中能量交换的基本单位，所以级的工作原理就成为研究整台多级压气机的理论基础。对轴流式压气机的性能要求为了适应高效、大功率燃气轮机的发展需要，必须要求轴流式压气机的性能按以下方向发展，即：增大压气机的空气流量，它将受限于压气机的机械强度和高速气动特性的影响。目前，大功率燃气轮机中，轴流式压气机的空气流量已经做到670kg/s。为了进一步增加燃气轮机的单机容量，压气机的空气流量尚需进一步增大。提高单转子压气机的压缩比，适应高温、高效率燃气轮机发展的需要。目前，单转子压气机的压缩比已达到23-30，远远超脱了以往长期徘徊于12~15之间的局面。为此，必须提高压气机的级压缩比，改善级与级之间气流流动的匹配特性。改善压气机的效率。如第2章所述，可以用等商压缩效率η*y来描写压气机效率之高低。由于轴流压气机一般要消耗燃气透平所发功率的60%左右，因而改善压气机的效率，以减少燃气轮机中空气压缩的自身消耗，是至关重要的。目前，轴流式压气机的η*y已能做到87%以上。此外，还应通过设计多级可调静叶的方法，来改善变工况条件下的压气机效率运行的稳定范围。改善压气机的运行稳定范围，防止产生失速、喘振等不稳定的工作现象。结构紧凑，坚固耐用，便于制造。轴流式压气机基元级的工作过程1-动叶栅2-1-动叶栅2-静叶栅图3-5压气机的某一级半径为r处的环形叶栅——基元级1-动叶栅1-动叶栅2-静叶栅图3-6基元级展开后形成的平面叶栅基元级中的速度三角形当气流流过基元级时，气流的速度矢量在各个不同的空间位置上都将发生变化。但是为了简化讨论起见，我们只拟研究气流的速度在三个特征面1、2、3上的周向平均值的变化关系。图3-6中给出了一个基元级在平面上展开而成的平面叶栅。假定由前一级静叶栅出口流束的气流的绝对速度为c1。由于动叶栅以圆周速度u运动，所以进入动叶栅的相对速度w1是c1与u的矢量差。由这三个速度矢量构成的矢量三角形，就是基元级的进口速度三角形。其中c1称为进口气流的绝对速度，它与压气机转子的圆周速度u方向的夹角为α1；w1是进口气流的相对速度，它与u方向的夹角为β1。在动叶栅的出口可以类似的画出动叶栅的出口速度三角形。那时，气流流出动叶栅的速度只相对速度w2，从绝对坐标系观察，气流流出动叶栅的绝对速度c2是w2与u的矢量和。显然，c2也就是气体流入静叶栅的绝对速度，流出静叶栅的绝对速度则是c3，它也是流入下一级动叶栅的进口绝对速度。如果回转面不是正圆柱面，即︱u1︱≠︱u2︱，那么，基元级的速度三角形如图3-7a所示。当回转面为正圆柱面时，则︱u1︱=︱u2︱=︱u︱。此外，在亚音速范围内，当气流流过基元级时，由于轴向分速的变化相对来说比较小，因此可以近似地认为：c1a≈c2a≈c3a≈ca一般设计中又常使c3≈c1。所一在正圆柱面基元级的假设下，基元级的速度三角形可以简化如图3-7b所示。a)|u1|≠|u2|时动叶栅进出口气流的速度三角形b)|u1|=|u2|时动叶栅进出口气流的速度三角形图3-7基元级的气流速度三角形在图3-7中，绝对速度c1在圆周方向上的分速度c1u称为气流的预旋。当c1u与u同向时，c1u称之为正预旋，反之则称为负预旋。有正预旋的气流可以使动叶栅的进口马赫数Maw1=w1/a(a为当地声速)保持在亚音速范围内，从而保证叶栅有较高的工作效率。预旋的大小是由前一级静叶栅的出口角来保证的。从图3-7中还表示出了动叶栅的进口通流面积A1(进口相对速度w1垂直于A1)和出口通流面积A2(w2与A2相垂直)的变化关系，即A2>A1。这正意味着沿气流的流动方向，叶栅的通流面积是逐渐增大的。由于当气流通过叶栅时，气流的密度变化并不大，因而，气流在叶栅通道内的流动可以看成是一个相当与在扩压器内的减速增压的流动过程，即︱w2︱<︱w1︱。对于静叶栅来说，也是如此，绝对速度c2在流过叶栅的通道时，也是一个减速的增压过程，即︱c3︱<︱c2︱。此外，当气流通过动叶栅时，相对速度w2的方向也发生了变化，即出现了气流方向的偏转，其折转角为Δβ=β2-β1。Δβ的大小与相对速度的降低程度成正比，也就是说，叶栅的通流面积扩张得越大，相对速度的下降程度和气流的增压程度也越大。因而，从折转角的大小可以判断和比较叶栅的扩张度，即叶栅的增压能力。对于静叶来说也是这样的。基元级中动叶栅与气流之间的作用力及外加的机械功叶腹与叶背上的压力分析工作叶片与气流之间力的作用关系图3-8工作叶片与气流之间叶腹与叶背上的压力分析工作叶片与气流之间力的作用关系图3-8工作叶片与气流之间力的作用关系众所周知，当气流流过叶栅通道的每个叶片时，流体微团有向叶腹靠拢的趋势，因而叶腹处的压力要比叶背处的压力高，如图3-8a所示，图中以“+”号表示正压力，以“-”号表示负压力。这些力的合成将是一个如图3-8b所示的，由气流施加于叶片的总作用力P，它的方向是从工作叶片的叶腹侧指向于叶片的叶背侧。当然，P可以沿轴线方向和圆周方向分解成为轴向分力Pa和周向分力Pu。其中Pu就是工作叶轮旋转时需要克服的周向力，而轴向分力Pa则将传至工作叶轮轴上的止推轴承上去。根据作用力与反作用力的原理，可以知道：与此同时，叶片将对气流作用有一个大小相等而方向相反的力P′。该力P′同样可以分解为轴向分力Pa′和周向分力Pu′。其中周向分力Pu′使气流跟随工作叶轮作圆周运动，并接受由工作叶片传递给气流的机械功。而轴向分力Pa′则推动气体从低压区向高压区流动。在图3-8b上，我们以虚线划出一个由面积abdc和一个单位长度的叶高所组成的控制体，对之引用动量定理后，就可以求得分力Pu′和Pa′，即(3-1)(3-2)如前所述，当工作叶栅回转面为正圆柱面时，可以近似地认为︱w2a︱=︱w1a︱，因而(3-3)式中——每秒钟流过工作叶片的气体质量；w1a、w2a——动叶栅进口与出口处相对速度w1与w2的轴向分速度；w1u、w2u——动叶栅进口与出口处相对速度w1与w2的周向分速度；t——动叶栅的一个间距宽度。显然，气流在力P′u的作用下，每秒钟内随工作叶轮上的动叶栅沿圆周方向移动了距离u，因此，工作叶轮加给气流的机械功为mau(w1u-w2u)。相对于流经动叶栅的每kg/s气体来说，气体接受的机械外功为(3-4)式中Δwu标志着气流在圆周方向扭转的量，简称为扭速。从3-7中可以看清：对于作叶栅的回转面为正圆柱面的情况来说，鉴于显然因而式(3-4)还能改写为(3-5)从式中(3-5)中可以看出：动叶栅加给气流的机械外功之大小取决于两个因素，即圆周速度u和气流的扭速Δwu。要想提高压气机级的增压能力，就需要提高基元级的机械外功lu，即增大u和Δwu。但是，增大前者会受到叶轮材料强度的限制，而增大后者会受到叶栅气动性能的限制。因而在亚音速流动的范围内，大幅度地提高基元级的机械外功量是有所限制的。从图3-7b中可以进一步看到：当引用余弦定律时，从速度三角形中可以得知即因而式(3-5)可以改写为(3-6)对于工作叶栅的回转面为正圆柱面的情况来说，由于u2=u1，因此，上式可简单化为(3-7)基元级中空气能量的转换关系图3-9中给出了压气机级中热力参数的变化情况。当把动叶栅与静叶栅组合在一起作为一个整体来研究时，根据热力学第一定律可以看清：外界作用于1kg/s空气的压缩外功为(3-8)图3-9压气机中热力参数的变化情况由于在静叶栅中气流与外界没有热能和机械功的交换，即h*2=h*3，因而，式(3-8)可以改写为图3-9压气机中热力参数的变化情况(3-9)从热力学中得知：在有摩擦等现象的不可逆流动中，由于气流在动叶栅中与外界均无热能的交换，所以因而式(3-9)可改写为(3-10)式中:lml——空气流过动叶栅时，由于不可逆现象的存在，而损耗的机械能；h1、2、*3——是相应截面1、2、3处气流的滞止焓值。当比较式(3-7)和式(3-10)时，可以发现(3-11)式中——在动叶栅前后空气的平均密度。关系式(3-11)告诉我们：在动叶栅中气流相对速度动能减小，可以引起压力的增高。当然，这部分压力势能的获得不是凭空而来的，由关系式(3-7)可知，它是外界通过工作叶轮上的动叶栅对空气所施加的机械外功(也就是压缩轴功)ly的一个组成部分。当空气进而流过扩压静叶栅时，由于空气与外界并不发生热能和机械外功的交换，因而在扩压静叶栅的前后即所以(3-12)同理，由于静叶栅与外界没有热能的交换，因而上式还能改写为(3-13)式中:lm2——空气流过扩压静叶栅时，由于摩擦等不可逆现象的存在而损耗的机械能；——在扩压静叶栅前后空气的平均密度。由此可见，当高速气流流经静叶栅时，由于绝对速度动能的降低，将使空气的压力进一步增高。在可逆的流动中，压力势能的增加完全是由于绝对速度动能的减小而转化来的。但是在实际的流动过程中，由于不可避免地总会有能量损耗lm2，这就使得在静叶栅后的空气压力p3要比按理想的等熵流动过程所能增高的数值略微低一些。通过以上的分析，我们能够比较清楚地看到，在轴流式压气机的级中，空气增压过程及其原因是：外界通过工作叶轮上的动叶栅把一定数量的压缩轴功ly传递给流经动叶栅的空气，一方面使气流的绝对速度动能增高，同时让气流的相对速度动能降低，以促使空气的压力得以增高一部分。随后，由动叶栅流出的高速气流在扩压静叶中逐渐减速，这样，就可以使气流绝对速度动能中的一部分，进一步转化成为空气的压力势能，使气体的压力进一步增高。根据关系式(3-8)可知：当气流流经压气机的级时，由于从外界接受了压缩功ly，增高了空气的焓，与此同时，空气的状态参数p、u、T发生了变化，她们之间的相互关系是(3-14)式中:cpa——空气的比定压热容；n——压气机的多变压缩指数；R——空气的气体常数；γ——空气的比热比，即空气的比定压热容与比定容热容的比值。基元级的反力度从式(3-10)中可知：基元级外加的机械功ly中的一部分是在动叶栅内直接转换成为空气的压力势能的，而另一部分则是用来提高空气的动能，随后，这部分动能再在静叶栅内继续转换成为气流的压力势能，如式(3-13)所式。由于设计条件的不同，外加的机械功量ly在动、静叶栅中分别转换成为压力势能的比例是可以不一样的。为了表示出这一比例关系，通常采用反力度的概念，它是基元级的基本参数之一。反力度的定义是：气流在动叶栅内的静焓增量与滞止焓增量之比，即(3-15)实际上反力度是与基元级的速度三角形有密切关系的。因为故在工作叶栅的回转面为正圆柱面的情况下鉴于故由速度三角形中可知所以(3-16)通常，反力度的变化范围是：0<Ω<1。图3-10上给出了几种典型反力度的基元级的速度三角形、叶栅及其压缩过程的焓熵图。显然，当Ωk=0时，气流流经动叶栅时，空气的压力是不会升高的。那时，由外界通过动叶栅传递给空气的机械外功ly，将全部转化成为气流绝对速度动能的增量，致使p1=p2；而空气压力的增升只能在扩压静叶栅中完成。从叶栅通流面积的角度看，它的特点是：沿着气流的流动方向，动叶栅的垂直通流面积是恒定不变的；当然，在扩压静叶栅中通流面积还是要逐渐扩大的。a)Ωk=0.5b)Ωk=0.75~0。9c)Ωk=1.0图3-10几种典型反力度的基元级的速度三角形、叶栅及其压缩过程的焓熵图当Ωk=0.5时，可以证明c1u=w2u，∣w1∣=∣c2∣，∣w2∣=∣c1∣，即速度三角形是对称形的，这正说明动叶栅与静叶栅具有相同的速度扩压、两列叶栅的负载是相同的。与其他反力度的情况相比，两列叶栅进口的气流马赫数Mawl和Mac2比较接近，叶栅内的流动损失都比较小。由图3-10中还可以看出：一定的反力度对应于一定的速度三角形，也对应于一定的栅通道的形状。而且Ωk是与气流的预旋c1u相互联系的。随着正预旋的减少，Ω值将增大。当Ω继续增大时，所对应的c1u值将由正预旋过渡到负预旋。基元级的特性参数可以用流量、压缩比、效率和载荷系数来描写基元级的特性。基元级的流量流量是指单位时间内流过叶栅通流截面的气体数量，通常可以用质量流量(kg/s)或体积流量(m3/s)来表示。由质量守恒定律可知，压气机在各个通流截面上的质量流量应该彼此相等，即式中A=2πrΔr是基元级的通流截面积。从上式可知，当气体的密度ρ和通流截面积A一定时，气流的轴向分速度ca就代表压气机的通流能力。在固定式压气机中ca=80-120m/s；在运输式压气机中ca=140-200m/s。此外，还可以用无因次的流量因子φ来表示级的相对流通能力，(3-17)通常，沿着压气机的轴向流程，φ值是变化着的，即使沿着同一个截面的半径方向，它也是有所变化的。例如：在叶高的平均半径处φ=0.5-0.75；在叶顶处φ=0.3-0.7。φ值的变化对于压气机工况的变化有极大的影响。压缩比压缩比是一个表示空气通过压气机的级以后，压力相对升高的参数，通常，它是一个无因次量，它反映了压气机级的增压能力。(3-18)在亚音速的压气机级中，ε*≈1.15-1.25，通常不会超过1.35-1.40。效率基元级中流动的空气是粘性的，所以当它通过基元级时，总会有流动损失，因此，外界传递给空气的机械功不能全部转化为有效的能量。效率就是一个用来表示压缩过程中能量转换过程完善程度的性能指标。目前，描述压缩过程效率的表达形式很多，最常见的是等熵压缩效率ηy*即(3-19)注脚“s”是指等熵压缩过程终点的空气状态参数。基元级的ηy*可以达到0.88-0.91。载荷系数ψy工作叶片的载荷系数ψy又称为能量头系数，它是一个衡量压气机级外加机械功量的特性系数。我们知道；对于圆柱面的基元级来说，加给每kg/s空气的机械外功ly=uΔwu。当ly=常数时，倘若圆周速度较小，那么，就要设计气流周向分速度差(Δwu)较大的级来满足加功量的要求，这就会使叶栅的气动性能恶化，影响效率等性能参数；倘若圆周速度较大，虽然可以设计Δwu较小的级来满足加功量的要求，但是动叶栅的离心力将加大，会不利于叶片和叶轮的应力状态。因而可以引入载荷系数ψy来权衡其影响关系。通常定义(3-20)在现代压气机的设计中，去ψy=0.8-1.2比较合理。超音速基元级的工作原理图3-11超音速基元级按照气流进入叶栅时的流速是低于音速还是高于音速为界，可以把叶栅区分为亚音速和超音速两大类。目前应用的超音速基元级多数是w1高于当地音速，而c2低于当地音速的。当动叶栅进口的相对马赫数达到0.8以上的高亚音速范围时，通道内开始会出现超音速区和激波，这种基元级称为跨音速基元级。通常，在压气机叶片的不同高度处，可能只有叶尖部分是超音速基元级，而叶片的其他部分则是亚音速基元级。这是目前有超音速流动的压气机级的主要型式。图3-11超音速基元级亚音速和超音速叶栅内气流增压过程的物理本质是有差别的。如前所述，在亚音速基元级中，气流是通过扩张型的叶栅通道来实现减速增压的，而在超音速基元级中，气流是通过激波来实现减速增压的。图3-11中给出了超音速基元级的平面叶栅和速度三角形。图中动叶栅的进口是超音速气流Maw1>1，而出口是亚音速流，Maw2<1。当超音速气流通过叶栅时，在叶片前会出现脱体激波ABC，其中AB是近于正激波的通道激波，BC是弱的斜激波。由于气流在通过激波时参数会发生突跃，所以在正激波后面的区域内，速度会下降到亚音速，而静压则有显著的提高，这样，就在动叶栅中达到了压缩气体、增高其压力的目的。在超音速叶栅中，气流减速的程度要比在亚音速叶栅中大，从图3-11所示的速度三角形中可以看出，这会导致很大的扭速Δwu，这样，就提高了动叶栅的作功能力(使载荷系数增高)。通常，在亚音速级中，为了保证较高的效率，叶栅进口马赫数Maw1和Maw2都不超过临界值(约0.70-0.75)，相应的叶尖处之圆周速度限制在300-380m/s范围内，这时，级的增压比约为1.1-1.3。但在超音速基元级中，Maw1可以达到1.2-1.8，叶尖处的圆周速度可以提高到360-460m/s，增压比可以达到1.4-2.0，级效率则与亚音速级者接近。采用超音速基元级可以提高级的增压能力，使多级压气机的级数减少，同时由于气流的轴向分速度大，可以减小压气机的迎风面积，使径向尺寸得以减小，其总的效果是压气机的尺寸和重量都减小了。因而现代的航空发动机中，经常在压气机的前几级中采用跨音速级。亚音速平面叶栅的几何参数与气动参数如前所述，在压气机中空气经压缩后表现出来的工作特性，与基元级中气流的速度三角形有密切关系。而气流的速度三角形则是通过对压气机转速的控制，以及合理地设计压气机级中动叶栅和静叶栅的几何形状与尺寸来加以保证的。图3-12上给出了压气机叶型几何参数的表征方法。通常，人们是用以下一些几何参数来描写叶型的几何特征的，它们是：图3-12压气机叶型的几何参数背弧型线y1=f(x1)和内弧型线y2=f(x2)。在叶型的进气侧和出气侧，则用半径为r1和r2的圆弧段把背弧与内弧的两端线光滑地连接在一起。中弧线。在中弧线上任一点的法线与叶型内弧和外弧所夹的线段都被中弧线等分，他近似地可看做是一条连接叶型中所有内切圆圆心的轨迹线。中弧线可以是一条抛物线，或者是一条有两个半径各不相同的圆弧组成的连线。弦长b。弦线有内弦和外弦之分。所谓内弦长是指在中弧线两侧端点之间连线的长度。所谓外弦长是指叶型在内弧侧进口边与出口边公切线上的投影长度。通常，内弦与外弦之间的夹角γ只有几十分。由于外弦容易测量，因而经常以它作为确定叶栅安装角γp的依据，工程实际上一般只采用外弦，并称之为弦长b。型面最大厚度smax和dmax。前者是指与内弦(或外弦)相垂直的直线，在叶型背弧和内弧之间切割出来的最大距离；后者是指与中弧线相垂直的直线，在叶型背弧和内弧之间切割出来的最大距离。叶型的弯曲角θ=χ1+χ2。其中χ1是指中弧线在进气侧的切线与内弦(或外弦)之间的夹角；χ2是指弧线在出气侧的切线与内弦(外弦)之间的夹角。前者称为叶型的入口角，后者称为叶型的出口角。最大厚度截面与坐标点m之间的距离Bs或Bd。中弧线上最大挠度点与内弦(或外弦)之间的垂直距离fmax。中弧线上最大挠度点与坐标原点m之间的距离Bf。通常，为了便于比较各种叶型，总是把叶型的上述线性尺寸，用弦长b的相对值来表示，即：，，，，，，和等。目前，国内外的多数压气机叶型都是用中心线为直线的所谓原始叶型弯曲而成的。图3-13中给出了一种国外应用较多的NACA65-010型原始叶型，可供参考。图3-13NACA65-010型原始叶型图在设计压气机叶型时，我们只要合理地选择叶型中弧线的弯曲规律，以及中弧线两端的切线与叶型内弦(或外弦)之间的夹角χ1和χ2(参见图3-12)，就可以利用原始叶型绘制出设计所需要的压气机叶型。那时，压气机叶型的中弧线就好比原始叶型的中心线，它把叶型的厚度d等分为二，而中弧线的弧线长度则与原始叶型的中心线长度相等。在确定中弧线后，我们可以根据原始叶型的厚度分布规律，在中弧线的两侧分别确定出压气机叶型的背弧和内弧的坐标点，当把这些坐标点连成光滑的曲线后，就能获得设计所需要的压气机叶型。当叶型已定时，就可以用许多个同种叶型，按一定的规律排列成为压气机的叶栅。图3-14中给出了压气机的一组平面叶栅示意图。通常，人们习惯于用以下一些几何参数来表征压气机平面叶栅的特征，即：图3-14压气机平面叶栅的几何参数栅距t：在两个相邻的叶型上，相互同位点之间、沿圆周速度u方向上的距离。相对栅距=t/b：它表示叶栅中叶型排列的疏密程度，其倒数s=b/t称为叶栅的稠度。叶栅宽度Ba：叶栅在轴线方向的尺寸。叶栅的几何入口角β1j与几何出口角β2j；它是指中弧线在叶型入口边和出口边的切线，与叶栅圆周速度u轴之间的夹角(前者是相对于u方向而言的夹角，后者是相对于-u方向而言的夹角)。叶型的安装角γp：它是指叶型的外弦与叶栅圆周速度u轴之间的夹角。由图3-12中可以证明在一般情况下，气流流进叶栅时的进气角β1以及气流流出叶栅时的出气角β2，与叶栅的几何角β1j和β2j并不一定是重合的，它们之间的差值分别称为冲角i和落后角δ，即(3-21)(3-22)由于惯性和粘性的作用，气流的出气角β2一般总是要比叶型的几何角出口角β2j小一些，即δ>0。气流出气角β2与进气角β1的差值为(3-23)ε称为气流在压气机叶栅中的折转角，鉴于所以(3-24)由此可见，气流在叶栅中的折转角ε并不等于叶型的弯曲角θ。在设计叶栅时，人们总是使β2>β1，这样才能使气流流过叶栅时产生Δwu(参见图3-7)，从而由外界接受压缩功，使气流增压。现代压气机叶栅的几何参数一般取为当然，不难证明(3-25)对于扩压静叶栅来说，同样可以用以上那些几何参数，来表示静叶栅在压气机流道中的具体布置关系，那时，只要把叶栅的几何入口角和几何出口角的符号，分别改为α2j和α3j就是了。通常，上述的β1、β2、θ、i、δ、ε等参数又称为叶栅的气动参数。通过对平面叶栅的吹风实验，人们可以获得叶型、叶栅几何参数、气流的工况参数(Re和Ma)对基元级性能的影响关系，以此作为设计压气机基元级的依据。必须指出：原始叶型以及由原始叶型弯曲并列而成的平面叶栅之几何参数，对于压气机基元级的性能是有决定性影响的。图3-15中给出了两种压气机叶片型线的对比，以及在这两种叶片的叶背和叶腹部位气流速度的分布关系。前一种叶片是用NACA65型原始叶型弯曲而成的，后一种叶片是根据所谓的“可控扩压”原理设计而成的，它是德国Siemens公司最新压气机的叶型设计。它的设计思想是通过叶型的变化，减小流道内过高的气流局部速度，使气流的减速比较均匀，这样，可以防止在出气边之间的的附面层发生任何分离现象，借以获得最佳的压缩效率。设计中还尽量的减小入射角。从图3-15中可以看到：这两种叶片的叶背和叶腹部位的速度变化规律有很大的差异。按这种思想设计的叶片已在V84.3A、V94.3A和V64.3A燃气轮机压气机的前两极动叶栅中使用，取得较好的效果。图3-15两种压气机叶型及其速度分布关系的对比轴流式压气机叶片的扭转至今，我们已经讨论了气体流过压气机基元级工作原理。而轴流式压气机的级，实际上就是由许多个基元级由叶根到叶尖的半径方向叠加而成的。由于在不同半径处的基元级内气流的流速各不相同，因而组成这些基元级的叶栅之几何参数会有很大差异。为此，需要进一步研究不同半径处基元级的差别及其相互之间的关系。为了说明在压气机级中采用直叶片时所遇到的问题，让我们举图3-16那样的示例来进行剖析。为了简便起见，我们假定流入该级动叶栅的绝对速度是纯轴向(即c1=c1a，c1u=0)的，而且沿叶高方向是完全均匀一致的。图3-16在直叶片的不同半径上的速度三角形图3-16中给出了在直叶片的顶部截面(t-t)、平均半径处截面(m-m)以及根部截面(h-h)上的速度三角形。由图可见：由于不同半径处圆周速度u各不相同，就会导致三个基元级中进入叶片的气流角彼此不等，即：β1t<β1m<β1h。这样就会出现这样一个问题；究竟应该根据哪一个气流角来设计叶片的几何入口角β1j？如果使β1j=β1m，即叶片的β1j角按平均半径处的速度三角形来制作，那么，由于叶顶处的β1t<β1m，其结果将在叶背处发生严重的气流脱离现象。与此同时，在叶根处由于β1h>β1m，这将导致叶腹处发生严重的气流脱离现象。由此可见，对于采用直叶片的压气机级来说，除了靠近平均半径的地方以外，其他部位都会发生气流的分离现象，这不仅会恶化压缩效率，甚至使压气机无法正常工作。为此，就应该根据速度三角形沿叶片高度方向的变化规律来设计压气机级的叶片，这样的叶片必然是扭叶片，如图3-4所示。其中图b的叶片是根据“可控扩压”原理设计的叶型而制作的，它的扭曲程度要比根据NACA60型叶型而制作的(如图a叶片)厉害得多。图3-17中给出了某台20MW燃气轮机采用的压气机中，第一级动叶和扩压静叶的进、出口几何角沿叶高方向的变化关系，可供参考。有关压气机叶片沿叶高方向的扭曲规律问题，读者若有兴趣，可参考有关轴流式压气机设计方面的书籍。a)第一级动叶b)第二级静叶rt-叶片外端的半径尺寸rh-叶片内端的半径尺寸图3-17在20MW燃气轮机上采用的压气机中第一级动叶和第二级静叶的进、出口几何角沿叶高方向的变化规律轴流式压气机中的能量损失通常，可以把压气机中的能量损失概括为内部损失和外部损失两大类型来处理。内部损失所谓内部损失是指那些会引起压气机中空气的状态参数发生变化的能量损失，它们有以下几种：在压气机通流部分发生的摩擦阻力损失和涡流损失。它是由型阻损失、端部损失(包括二次流损失)这两部分组成的。图3-18中给出了发生这种损失的示意图。1-型阻损失2-端部损失（包括二次流损失)图3-18气流在叶栅流道中发生的主要损失径向间隙的漏气损失。图3-19中给出了发生这种损失现象的示意图。在一般情况下，径向间隙的绝对值取为Δ=0.5-2mm，它与压气机叶片的高度有关。径向间隙的存在对于动叶端部的工作情况有很大的影响。由于当气流流过叶型时，叶型内弧侧的压力会比背弧侧高，因而在这种压差的作用下，部分气流就会经过径向间隙Δ，由内弧侧流向背弧侧(见图3-19)。鉴于压气机工作叶轮的旋转方向是背弧侧指向内弧侧，这将进一步强化了在动叶顶部径向间隙中发生的潜流运动。图3-19轴流式压气机径向间隙中发生的潜流现象在径向间隙中出现的潜流流动，将会使动叶顶部附近的、介于叶型两侧的压力差减小，这就减少了由外界通过工作叶轮传给这部分气流的压缩功。因而径向间隙中的漏气损失不仅影响到压气机级的效率，而且还会使级的压缩比下降。只要径向间隙足够小~(，l为叶片的高度)，由于空气粘性的影响，可以使在径向间隙中发生的潜流流动减到极小程度，以致对级的工作特性不发生影响。但是当间隙加大后，其影响程度就会剧增。实验结果表明，当级的反力度Ω=0.7-1.0时，相对径向间隙每增加1%，将使级的效率下降1%-3%；级的压缩比下降4%-6%，因而在设计制造压气机时，应尽可能保证不使超过1%。静叶中在径向间隙中发生的潜流流动，与在动叶流道中发生的二次流一样，都会在主流气流中生产旋涡，从而导致损失。图3-20中比较形象地给出了这种旋涡运动的示意图，它可以加深人们对这种运动的认识。级与级之间内气封的漏气损失。图3-21中给出了产生这种漏气损失的示意图。当级的反力度Ω=0.8-0.6或者更小时，由于扩压静叶栅前后的压差比较大，由这种漏气损失所引起的不良影响就比较严重。因此，在设计制造压气机时，这部分间隙同样应该尽可能地减小。1-动叶栅2-扩压静叶栅图3-20径向间隙中的潜流流动与动叶流道中的二次流图3-21内气封中的漏气工作叶轮或转鼓断面与气流的摩擦鼓风损失。通常这种损失是比较小的。外部损失所谓外部损失是指那些只会增加拖动压气机工作的功率，但不影响气流状态参数的能量损失，它们有以下几个方面：损耗在支持轴承和止推轴承上的机械摩擦损失。经过压气机高压侧轴端的外气封泄露到外界去的漏气损失，图3-22中给出了产生这种损失的示意图。总之，在压气机中发生的一切内部损失都将导致空气的焓值和熵值，相对于等熵过程来说，都有所递增，从而使作用于1kg/s空气的实际压缩功ly应大于等熵压缩功lys，相应的将使等熵压缩效率ηy下降。1-汽缸体2-压气机的高压侧轴端3-气封片图3-22在压气机的高压侧轴端上外气封的漏气损失多级轴流式压气机通道形状的选择气流在多级轴流式压气机中的流动，基本上是一个连续的稳定的流动过程。显然，流经每一级环形叶栅的空气质量流量，必定要满足连续方程。通常，在压气机的设计中，空气的密度ρ总是增高的因而沿气流的流动方向Asca的乘积、气流的轴向分速度ca以及流道的环形通流面积也是逐级减少的。能够减少环形通流面积与轴向分速度的通道形状是很多的，常用的有以下几种形式，如图3-23所示。1.等外径方案，如图3-23a所示。这种方案的特点是压气机各级的外径恒定不变。它的最大优点是各级动叶的外径上都能达到相同的最大的圆周速度ut，而在平均半径和轮毂上，从第一级到最后一级，圆周速度都是逐级增大的。显然，倘若各级的Δwu保持不变，那么，就可以逐级地增加压缩比(由于外加机械功量ly=uΔwu的缘故)，从而减少压气机的级数和轴向尺寸。此外，气缸的结构和加工也比较简单。它的缺点是：由于平均半径和轮毂半径是逐级增加的。对于流量小的高压比的压气机来说，会导致末几级叶片的高度减少得很快，从而增加了高压级的二次流损失，效率就会降低。为此，等外径方案大多用于大流量、中等增压压缩比的压气机设计中。a)等外径通道b)等内径通道c)等平均直径通道d)混合型通道图3-23多级轴流式压气机的通道形式2.等内径方案，如图3-23b所示。在这种方案中，各级的动叶根部直径和圆周速度都是彼此相等的。通道外径和平均直径都是逐级减小的，即各级的加功量是有减小的趋势，倘若不设法相应的增大Δwu，压气机的级数就会增多，轴向尺寸将会加长。但是外径和平均直径的减小有利于增长高压级叶片的高度，级的气动性能容易得到保证，可以获得较高的级效率。当然，这种压气机转子的加工是比较容易。这种方案较多的用于流量较小、而压缩比较高的压气机设计中。3.等平均直径方案，如图3-23c所示。这种方案的特点介于等外径方案和等内径方案之间。由于气缸和转子的结构都比较复杂，因而很少采用。4.混合型方案，如图3-23d所示。这种方案可同时兼顾级的加功量和效率两个方面。当总压缩比大、级数较多时，被经常采用。通常，低压级采用等外径方案，这样可以增大级的加功量和压缩比；高压级则采用等内径方案，这样，可以使后面几级的叶片不至于太短，有利于减少二次流损失，以提高效率。这种方案大都用于大流量、高压缩比的压气机设计中。压气机的结构与性能要求在本章第3节中我们已提到：压气机基元级的性能可以用空气流量、压缩比ε*和等熵压缩效率η*y这些参数来表示。而压气机的级则是一系列基元级叠置而成的，因而压气机级的性能也可以用、ε*和η*y这些参数来描写。同理，由许多个级串联而成的多级压气机的性能也可以用以上三个参数的综合值来表示。图3-24单级轴流式压气机的特性曲线在转速恒定的条件下，ε*和η*y图3-24单级轴流式压气机的特性曲线图3-24中给出了一个单级轴流式压气机的特性曲线。图中空气的流量是以体积流量GV(m3/s)来表示的。图3-24的上半部分曲线描绘了：在转速ny恒定不变的情况下，压气机的效率η*y随空气体积流量GV的改变而变化的关系；其下半部分曲线则反映出：当转速ny也是恒定不变时，压气机的级压缩比ε*随GV的改变而变化的关系。当然，每一条曲线都对应于某一个固定不变的转速ny。从这些特性曲线上可以看出：在最初阶段，ε*是随GV的减小而逐渐增高的，到某一个流量时，它能达到最大值；此后，随着GV的进一步减小，它将朝着ε*不断降低的方向发展。也就是说，压气机级的每一条特性曲线都有一个最高点，它把特性曲线分为左右两个侧支。在右侧支上，ε*将随GV的减小而增高；在左侧支上，情况恰恰相反。此外，在压气机的效率η*y随GV而变化的关系曲线上，也有类似的趋势。但是应该注意：当流进压气机的GV减少到某一数值后，压气机就不能稳定地工作了。那时，在压气机中空气流量会强烈的脉动，压缩比也会随之上下波动；同时还伴随有低频的吼声，使压气机产生比较剧烈的振动。这种现象叫做“喘振”。图3-25多级轴流式压气机的特性曲线实验表明：当机组的转速ny不同时，压气机发生喘振现象时所对应的最小体积流量的数值也是不同的。假如把不同转速下的这些喘振点连成一条虚线(如图3-24所示)，那么，这条线就是压气机能否进行稳定工作的边界线，通常称之为喘振边界线。它表示：位于喘振边界线右侧的任何工况点都是可以稳定工作的，反之则否。显然，在机组运行时，因该绝对防止在压气机中发生喘振现象。图3-25多级轴流式压气机的特性曲线在图3-25上给出了一台多级轴流式压气机的特性曲线。它与单级压气机的特性曲线相比，具有以下两个比较明显的区别，即：在同一转速情况下，当多级压气机的GV增大时ε*和η*y的下降程度要比单级压气机厉害得多，也就是说，特性曲线的变化趋势很陡峭。这个特点在高转速工况时更为明显，那时特性曲线已几乎成为一条垂直于横坐标的直线了。因而，对于转速恒定不变的多级轴流式压气机来说，空气流量的变化范围是相当狭窄的，通常其变化范围为式中:GV·max——流进压气机入口处空气的最大体积流量；GV·min——在同一转速情况下，压气机即将发生喘振时，流进压气机入口处空气的最小体积流量多级轴流式压气机的特性曲线，通常不象单级压气机那样，有一个把特性曲线划分为左右两个侧支的、以流量为参数的ε*或η*y的最高转折点。一般来说，随着GV的减小，在压气机的ε*尚无下降趋势之前，也就是说，压气机的工作点还处于特性曲线的右侧支张时，压气机就会发生喘振现象。因此，在多级轴流式压气机中，左侧支特性曲线实际上是不存在的。应该指出：以图3-24和图3-25那样形式表示的压气机的特性曲线，都是在大气温度和压力恒定于某个具体数值的情况下测定的。对于同一台压气机来说，当大气参数恒定时，压气机进口处的空气质量流量与体积流量GV之间，必然存在一个完全确定的对应关系，因而可以用取代GV。由此可见，在图3-24和图3-25中，压气机的特性曲线是可以改用以下形式来表示，即(3-26)这种形式的压气机特性曲线，在工程实践中，也经常会遇到，它的形状与图3-24和图3-25所示者相似。图3-26多级轴流式压气机的通用特性曲线图3-26多级轴流式压气机的通用特性曲线为了排除大气温度和压力的变化对于同一台压气机特性曲线的影响，人们研究得知：应该用以下关系来表示压气机的通用特性曲线，即(3-27)式中的p1*和T1*分别进入压气机的空气之总压和总温。图3-26上给出了多级轴流式压气机通用特性曲线的实例。其中参数称为折合流量；则称为折合转速。它能适用于任何的大气条件和压气机的进气情况。压气机的旋转失速和喘振现象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)Gv>Gv0时b)Gv<Gv0(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β1和α2角就会增大，由此产生了负冲角(i<0)。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β1和α2角都会减小。然而，当β1和α2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)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1-2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。图3-30突变失速级的特性曲线总的来说，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情况1-压气机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归纳出以下几点看法，以便加深认识。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。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。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，因而气流的大幅度脉动就会对机组产生非常严重的影响。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。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Φ=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φ1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，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γp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，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①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；②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(i<0)；③则表示出了：空气流量小于设计值时，或者是气流轴向速度的增长率小于圆周速度的增长率时(反之，当轴向速度的减小率大于圆周速度的减小率时)气流的流动状况——这种情况正是燃气轮机启动时，在压气机中经常遇到的状况，那时，将产生正冲角(i>0)。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γp，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③那样的情况时，我们只要把压气机导向叶片的安装角γp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