轴流压缩机技术和应用

('风机技术资料word格式文档专业整理金秀璋整理第一章概述......................................................................................................................4第一节压缩机械的分类.............................................................................................4第二节轴流压缩机的发展概况...................................................................................5第三节透平压缩机的主要术语和技术参数......................................................................7第二章轴流压缩机的基本工作原理..........................................................................................9第一节全静叶可调轴流压缩机的典型结构与工作过程..........................................................9第二节轴流压缩机的基本研究方法..............................................................................11第三节基元级叶型与叶栅主要几何参数........................................................................11第四节基元级增压原理...........................................................................................13第五节压缩过程、压缩功及效率...............................................................................15第六节流量与流量系数、能量头与能量头系数、反动度与预旋..............................................17第三章轴流压缩机选型.........................................................................................................21第一节轴流压缩机与离心压缩机的比较........................................................................21第二节几种不同形式的轴流压缩机的比较......................................................................23第三节风机的选型参数..........................................................................................25第四节如何正确提供风机的设计参数、使用条件和要求.....................................................26第五节轴流压缩机与管网联合工作............................................................................26第四章陕鼓轴流压缩机的技术优势与特点...............................................................................28第一节陕鼓轴流压缩机的技术优势..............................................................................28第二节陕鼓轴流压缩机系列....................................................................................30第三节气体动力学设计特点.....................................................................................32第四节主要零部件的结构与特点...............................................................................33第五节转子动力学和强度设计..................................................................................37第五章轴流压缩机的改造.....................................................................................................39第2页/共91页第一节改造原理..............................................................................................40第二节几种改造方案.............................................................................................41第二节成功改造示例..........................................................................................43第六章轴流压缩机自动化控制...............................................................................................46第一节控制系统概述.............................................................................................46第二节主风流量——静叶定位串级调节系统..................................................................47第二节防喘振控制系统.........................................................................................53第四节主风机的逆流保护.......................................................................................57第七章轴流压缩机组的成套设计...........................................................................................59第一节陕鼓轴流压缩机组的特点...............................................................................59第二节机组的成套范围和配套水平.............................................................................60第三节为机组成套所做的工作...................................................................................63第八章轴流压缩机组的安装调试............................................................................................67第一节轴流压缩机组安装调试概述..............................................................................67第二节施工前的准备工作.......................................................................................68第三节机组就位及找正.........................................................................................73第四节轴流压缩机的内部组装.................................................................................80第五节辅机安装应注意的几个问题............................................................................82第六节轴流压缩机组的试运行.................................................................................83第七节轴流压缩机的检验及维修...............................................................................85第一章概述第3页/共91页本章介绍压缩机的分类、轴流压缩机的发展概况及技术术语。第一节压缩机械的分类轴流压缩机是气体压缩机械的一种形式。按压缩气体的方式不同，压缩机通常分为两类：容积式压缩机透平式压缩机。一般容积式压缩机宜用于中小流量的场合，透平式压缩机宜用于大流量的场合。从能量的观点看，压缩机是把原动机的机械能转变为气体能量的一种机械。一、容积式压缩机容积式压缩机气体压力的提高，是利用气体容积的缩小来达到的。二、透平式压缩机透平式压缩机是一种叶片旋转式机械，气体压力的提高是利用叶片和气体的相互作用来达到。透平式压缩机的分类有下列几种：1、按气流运动方向分类离心式——气体在压缩机中的流动方向大致与旋转轴相垂直，也称径流是压缩机。轴流式——气体在压缩机中的流动方向大致与旋转轴相平行。斜流式——气体在压缩机中的流动方向介于离心式和轴流式之间，流动方向与旋转轴成某一夹角。复合式——指同一台压缩机内，同时具有轴流式与离心（斜流）式工作叶轮。一般轴流在前，离心在后。图1—1列出了透平式压缩机械的四种通流形式。第4页/共91页气体压缩机械容积式透平式回转式罗茨式叶氏式螺杆式滑片式隔膜式柱塞式活塞式往复式离心式轴流式斜流式复合式2、按压力分类透平式压缩机械按出口压力高低可分为通风机、鼓风机和压缩机。通风机：指大气压在101.325kPa，温度为20℃，出口全压值小于15kPa(表压)的风机。鼓风机——指升压在15kPa～200kPa(表压)之间压比大于1.15小于3的风机。压缩机——指升压大于200kPa(表压)或压比大于3的风机。3、其他分类（1）按用途分类。根据风机用于某种装置的名称或者在装置中的作用来命名分类。如高炉鼓风机、催化裂化装置用风机、空气分离压缩机、锅炉引风机、烧结鼓风机等。(2)按介质种类。如分为氨气压缩机、氢气压缩机、氧气压缩机、天然气压缩机等。透平机械：透平是外来语Turbine的音译技术名称，可译为涡轮机械，它泛指具有叶片或叶轮的动力机械。如汽轮机、燃气轮机和水轮机（有时也称为蒸汽透平、燃气透平和水利透平）和风能装置中风力透平等。对于具有叶片或叶轮的压缩机械，原则称为透平式压缩机和透平式泵。透平机械中还包括液力透平传动装置，如液力偶合器等。轴流式压缩机属于透平机械类。有时也将汽轮机、燃气轮机和透平式压缩机统称为热力透平机械。第二节轴流压缩机的发展概况在十九世纪，轴流式鼓风机已应用于矿山通风和冶金工业的鼓风。但限于当时的理论研究和工业水平还很落后，这种风机的全压只有10～30mmH2O，效率仅达15～25%。1853年都纳尔(Tournaire)向法国科学院提出了多级轴流压缩机的概念。1884年英国C.A.帕森斯(Parsons)将多级反动式透平反向旋转，得出了第一台轴流式压缩机，19级，流量85m3/min，压力12.1kPa·G，转速4000r/min，效率约60%。由于效率低，故轴流式压缩机未能成功地推广应用。从二十世纪三十年代开始，由于航空事业发展的需要，对航空燃气轮机进行了大量的理论和试验研究，特别是对轴流式压缩机的气体动力学的理论研究和平面叶栅吹风的试验研究，使轴流式压缩机的理论和设计方法不断完善，效率提高到80～85%。从四十年代开始，轴流式压缩机已广泛应用于航空燃气轮机中，迄今仍占有很重要的地位。现代轴流式压缩机的效率可高达89～91%，甚至更高。瑞士苏尔寿(SULZER)公司是世界上轴流压缩机设计制造技术的先进代表。1932年苏尔寿公司制造了世界上第一台增压锅炉使用的工业轴流压缩机，1945年苏尔寿公司制造了第一台轴流式高炉鼓风机，其流量为1200～1800m3/min，压力为78775～142179Pa(G)，转速为5200r/min，功率3900kw，由电动机驱动。此后轴流式高炉鼓风机逐渐被采用，多为固定静叶式，有汽轮机驱动，通过改变汽轮机的第5页/共91页转速来调节高炉使用工况。这种压缩机的特点是稳定工况区较窄，而且在部分负荷时压缩机的效率比较低。为了改善变工况时压缩机性能，瑞士BBC公司（苏尔寿公司前成员之一）研制了静叶可调机构，并于1960年制造出第一台静叶可调轴流式高炉鼓风机。其优点是在压力不变的情况下，流量范围较宽而且变工况运行时效率降低不多，因而在大型高炉鼓风机中得到了广泛应用。静叶可调机构的主要问题是解决静叶支撑轴承的可靠性和耐用性。BBC公司采用了特殊的石墨轴承，在200℃的条件下进行了5×106次转动试验，轴承磨损只有18微米。按每小时转动25次计算，轴承寿命可达20万小时，如果每年工作时间按8000小时计算，可使用25年以上，故可认为是足够可靠耐用的。随着世界各国氧气炼钢的飞跃发展，轴流压缩机在大型空气分离装置中亦获得了广泛应用。六十年代初期，日本日立公司在10000Nm3/h的制氧装置中采用了轴流压缩机，其空气流量为1083Nm3/h，出口压力为6.03bar(G),功率为6300kw，压缩机为双缸，气缸间设有中间冷却器。近代制氧机装置中的空气压缩机多采用轴流式加离心式的复合式机型，如瑞士苏尔寿公司的等温压缩机ARI型和德国GHH公司的AGR、AKF型。静叶可调轴流压缩机具有效率高、适于大中流量和工况调节范围宽等特点，除了高炉、空分装置、炼油厂催化裂化装置、大型风源风洞、各种燃气轮机等传统用途外，随着石油、化工等行业的发展而不断扩大新的应用领域，如热压缩装置、液化天然气装置、制药及动力装置等。在能源日益紧缺的今天，世界各国把节能作为一项重要工作来不断开发新技术和新工艺，其中电站增压流化床燃气/蒸汽联合循环发电装置(PFBC——CC)已从试验进入实验阶段，轴流压缩机作为增压锅炉主风机得到推广应用。大型钢铁厂为提高综合热效率，也成功地研制了高炉煤气单燃气燃烧综合循环发电装置(CCPP)其中的煤气压缩机采用了轴流压缩机。另外，以前300～700m3高炉鼓风机多采用效率较低和工况调节范围较窄的离心式鼓风机，由于轴流压缩机效率高、能耗低，以及没有放风损失，没有进口节流调节时压力损失等优点，现已广泛推广应用取代离心式压缩机。我国的轴流压缩机发展起步较晚，也是从燃气轮机中是压缩机研究开始起步的，到二十世纪六十年代末期第一台试制成功，1970年开始投运。该轴流压缩机为全部静叶固定，效率为85～86%。1979年陕西鼓风机(集团)有限公司从已有五十多年轴流压缩机生产历史、具有世界先进水平的苏尔寿公司引进了轴流压缩机的专利和技术秘密，包括试验研究、气动设计、结构设计、强度计算、产品图纸、工艺文件、工装图纸、质量控制、检验文件、技术标准和设计与工艺等的全新计算机软件，为中国的轴流压缩机设计制造技术的发展揭开了新篇章。通过对苏尔寿轴流压缩机技术消化、吸收、掌握、改进，到1986年完全实现国产化，设计、制造、加工水平完全符合国际有关通用标准以及用户的技术规范，实现了替代进口的目标并销往国外，先后为冶金、石油及化工、电站、制药和风动试验等行业设计制造了140多台套轴流压缩第6页/共91页机产品。目前，陕鼓集团已成为国内唯一独立设计、制造全静叶可调轴流压缩机的企业，其轴流压缩机技术处于国际先进水平，并未我国轴流压缩机的发展和设计应用起到了巨大推动作用。第三节透平压缩机的主要术语和技术参数一、表征压缩机性能的主要技术参数1、介质压缩机设计时必须明确介质的种类及成分。2、流量流量，又称风量，指单位时间内流经压缩机的气体量。通常用容积流量和质量流量表示。容积流量：指单位时间内流经压缩机的气体容积量。用Q表示，常用单位m3/min。用户提供容积流量，应注明容积流量所处位置，如进气管道(与大气连接处)，或压缩机进口法兰处，或压缩机排气法兰处，不注明一般按压缩机进口法兰处容积流量考虑。标准状态容积流量，又称标态流量：指标准状态下（压力为101325N/m2,温度为0℃）的容积流量。用QN表示，常用单位Nm3/min。质量流量：指单位时间内流经压缩机的气体质量。用G表示，常用单位为kg/s。如果忽略外泄量，则压缩机进口与出口处质量流量是相等的。3、压力气体在单位面积的容器壁上所作用的力叫气体压力，其单位有mmH2O、mmHg、kg/cm2、Pa、¯¿、MPa等。压力单位换算详见表1—1。表1—1压力单位换算表（1MPa=10¯¿=106Pa）牛顿/米2（N/m2）（Pa）标准大气压（即物理大气压）（atm）毫米汞柱（mmHg）毫米水柱（mmH2O）工业大气压（kgf/cm2）（at）巴（¯¿）10.99×10−50.00750.1021.02×10−510−51013251760103321.0331.0133133.320.00132113.60.001360.001332第7页/共91页9.8070.9678×10−40.073610.00010.9807×10−4980670.9678735.610410.98071050.9869750.1101971.021动压：单位体积气体流动时所具有的能量，用Pd表示，Pd=p2c2静压：单位体积气体所具有的势能，垂直作用在壁面上，用Pst表示。全压：单位体积气体所具有的总能量。全压等于动压和静压之和，用P表示，即：P=Pd+Pst。表压力：用压力表测量所显示的压力。在压力单位后用“g”标注。绝对压力：气体的真实压力，即表压加上当地大气压。在压力单位后用“a”标注。进口压力：指压缩机进口法兰处的气体压力。用Pj表示。出口压力：指压缩机出口法兰处的气体压力。用Pc表示。压比：指压缩机出口压力和进口压力之比。用“ε”表示。ε=Pc/Pj。4、功率：单位时间所作的功叫功率，常用单位是Kw。有效功率：用来提高气体压力所消耗的功率。用N有表示。内功率：用于提高气体压力和克服内损失（流动和泄漏）所消耗的功率。用Ni表示。轴功率：用于提高气体压力和克服内、外损失（机械损失）所消耗的功率，也就是驱动压缩机所需要的功率。用Ns表示。4、效率：效率是评价透平压缩机质量的重要指标之一，用η表示。效率是相对值，为因次量。对透平压缩机来说，它表示气体通过压缩后，气体所获得的有效功与实际耗功的比值，即：η=气体获得的有效功实际耗功由于气体在压缩过程中要发生各种损失，所以效率总是小于1的。多变效率：指多变压缩功hpol与实际总耗功htot之比。用ηpol表示。绝热效率：指绝热压缩功had与实际总耗功htot之比。用ηad表示。等温效率：指等温压缩功his与实际总耗功htot之比。用ηis表示。6、转速：指压缩机转子在单位时间内的转动速度，用n表示，其单位为r/min(转/分)。7、温度一般用摄氏温度t（℃）表示，在工程计算中多采用绝对温度T（K）来表示，两者之间的换算关系为：T(K)=t(℃)+273.15第8页/共91页每台压缩机必须标出其流量、压力、转速、功率等主要性能参数，并注明其进气条件（进气压力、温度、相对湿度）和介质种类。二、主要术语1、标准状态：指压力为760mmHg，温度为0℃的干空气。若为湿标态，须注明。2、湿度：表示大气干湿程度的物理量。3、绝对湿度：指单位体积空气中所含的水蒸气质量。4、相对湿度：指空气中实际所含水蒸气密度和同温度下饱和水蒸气密度的百分比值。用φ表示。5、多变压缩过程：压缩过程与外界有（或无）热交换，过程方程指数为m的压缩过程。1f1d,f3s>f2s,所以有：W2P1,P3>P2于是P3>P2>P1即基元级中气体压力得到了提高。二、动叶栅对气体做功在动叶栅中，外界传给气体的能量ht可根据伯努利方程和欧拉动量矩方程分析表示如下：ht=∫12dpρ+C22−C122+hr1−2ht=C22−C122+W22−W122式中：hr1−2——动叶栅中的损失功。将上两式合并，得出动叶栅中相对运动的伯努利方程式：W22−W122=∫12dpρ+hr1−22—1可见，相对速度减少所转换的能量，等于动叶栅中气体升压的压缩功和克服流动损失功之和。三、静叶栅中气体压力的提高在静叶栅中无外功加入，只存在能量转换，其伯努利方程式为：0=∫23dpρ+C32−C222hr2−3或C32−C222=∫23dpρ+hr2−32—2式中：hr2−3——导流叶栅中的损失功。可见，速度减小（扩压效果）相应地使气体继续压缩并克服流动损失。第14页/共91页四、基元级中能量分析基元级中的能量转换为动叶栅与静叶栅中能量转换的总和。将式2—1和2—2相加得：W12−W222+C22−C322=∫12dpρ+∫23dpρ+hr1−2+hr2−3改写成：W12−W222+C22−C122+C12−C322=∫13dpρ+hr1−3或ht=∫13dpρ+C32−C122+hr1−32—3式中：∫13dpρ=∫12dpρ+∫23dpρhr1−3=hr1−2+hr2−3式2—3充分说明了基元级中能量转换机理，即加入基元级的外功，用于压缩气体以提高气体的压力，克服流动损失，使气体动能发生变化。式2—3即基元级的伯努利方程式。五、基元级速度三角形图2—6上示出了气流在动叶栅和静叶栅中的变化规律，为方便起见，常将动叶栅进、出口的速度三角形画在一起，图2—7所示。该图作两点假设：（1）基元级u1=u2=u；（2）气体密度和通流截面变化不大，C1Z=C2Z¿CZ。在导流叶栅中，气流以绝对速度C2，气流角α2进入，而以绝对速度C3，气流角α3流出，一般C3≈C1，α3≈α1。第五节压缩过程、压缩功及效率第15页/共91页压缩过程主要是绝热压缩、等温压缩和多变压缩过程。绝热压缩是指与外界无热交换，同时又无损失的理想过程。应更确切的叫“绝热等熵压缩过程”。多变指数m=k.等温压缩过程是指始终与外界有热交换，且压缩终了温度和过程间温度与初态温度相等的压缩过程。多变指数m=1。多变压缩过程是指过程中有损失，可与外界无热交换或有热交换（如进行中间冷却时）的压缩过程。多变指数m为：和外界有热交换时，1k。图2—8表示了T—S图上的各种压缩过程，图2—9表示了P—υ图上的各种压缩过程，在P—υ图上，各压缩过程线所包含的面积表示了各个过程的压缩功。不同压缩过程的压缩功表示在T—S图上，见图2—10。其中：面积2ad1bcd2ad表示绝热压缩功Had；面积1bcd1表示等温压缩功Hpol；面积21bcd2表示多变压缩功Hpol；面积21ba2表示流动损失所转换的焓增Hr。Hpol比Had多出了一块小面积212ad2表示绝热压缩功Had，用∆Hr表示，称为热阻损失。热阻损失的物理意义是：在实际压缩过程中，由于流动损失对气体加热，使得气体的体积增大而额外增加的压缩功。面积1dcb1表示等温压缩功His。压缩机在工作过程中，损失是客观存在的，故外界传给气体的能量不能全部转换为气体的有效能量。第16页/共91页为此，我们用效率来表征压缩机在工作过程中能量转换的完善程度。效率有多种表达形式，但无论采用哪种表达形式，它们的本质是一致的，即它们的耗功是相同的。一、绝热压缩功Had及绝热效率ηad过程方程式为：PυK=常数绝热压缩功为：Had=KK−1RT1[(P2P1)K−1K−1]绝热效率为：ηad=HadHpol+Hr=T2ad−T1T2−T1绝热效率的意义是：用于实际压缩气体的多变压缩功和克服流动损失的耗功中，有多少转变为气体的有用功。它表征了压缩机通流部分完善程度，有多少转变为气体的有用功。因而，它表征了压缩机通流部分的寄送程度，即当流动损失Hr减少时，热阻损失ΔHr也相应减少，Hpol也减少，而Had不变，则ηad增加。在压缩机中，理想的绝热压缩过程是不能实现的。但它可以作为一个比较标准，即实际过程越接近绝热过程，熵增越小，则说明压缩级中的损失越小。二、多变压缩功Hpol及多变效率ηpol过程方程式为：Pυm=常数多变压缩功为：Hpol=mm−1RT1[(P2P1)m−1m−1]多变效率为：ηpol=HpolHpol+Hr并有指数系数：δ=mm−1=kk−1ηpol因为Hpol>Had，故ηpol>ηad，所以在谈到压缩机效率或级效率时，应指明是哪种效率。两种效率的关系为：ηad=(P2P1)K−1K−1(P2P1)K−1Kηpol−1第17页/共91页三、等温压缩功His及等温效率ηis过程方程为：Pυ=常数等温压缩功为：His=RTlnP2P1等温效率为:ηis=His∑(Hpol+Hr)∑(Hpol+Hr)是具有中间冷却的压缩机各段或各级的热焓增值之和。等温效率不能作为评定压缩机通流部分完善程度的指标。因为冷却器及其影响很大。因此，它主要用来评价包括冷却系统在内的透平压缩机装置的动力经济性的指标。因为等温压缩功最小，所以带有多次冷却的等温压缩机需要的功率最小。另外，如果实际过程越接近等温过程，则压缩机的等温效率越高。第六节流量与流量系数、能量头与能量头系数、反动度与预旋本节讨论轴流压缩机流量系数、能量头系数、反动度等相关概念。一、流量及流量系数叶栅的进口容积流量为：V1=π4（DG2−DN2）C1Z=π4DN2（Y12−1）C1Z2—42—4式表达了压缩机的童柳能力与通流面积和气流轴向速度C1Z有关，而气流气流轴向速度C1Z与压缩机转速有关。定义流量系数为φ=C1Z/u,是个无因次参数，用来表征级的通流能力。一般平均半径处基元级的流量系数φm=0.5～0.75,叶顶处φG=0.3～0.5（大者可达0.7）。二、能量头及能量头系数1、动叶栅传给单位质量气体的机械功称为理论能量头ht=u(C2u−C1u)(欧拉动量矩方程)该式又表达为：ht=uCz(ctgβ1−ctgβ2)要增加级的压比，则必须增加级的理论能量头。其途径有：（1）增加叶轮的圆周速度u（或DG），但它受到叶片材料强度的限制。目前固定式压缩机第18页/共91页uG=150～300m/s,运输式压缩机uG=200～370m/s。（2）增大气流转折角∆β=β2−β1，但∆β过大会使气流易于脱离，流动恶化，一般∆β<40°～45°。（3）增加轴向速度，但主要是引起动压头增大，且会引起马赫数增大的负效应。由于受到上述种种限制，单级轴流压缩机的增压比是不大的，一般亚音速压缩机级的压比≤1.35～1.45，固定式压缩机级的压比约1.10～1.25.2、有效能量头气体从压缩机基元级所获得的有效能量头用had或hpol表示。had=kk−1RT1[(P3P1)K−1K−1]hpol=mm−1RT1[(P3P1)m−1m−1]3、对于基元级，理论能量头系数定义为：ht=ht/u2=C2u−C1uu则有ht=Φ(ctgβ1−ctgβ2)4、有效能量头系数分别有：had=had/u2hpol=hpol/u25、级的理论能量头系数为：Ht=ht/ut2当圆周速度一定时，能量头系数就表征了能量的大小。所以，它是表征能量的无因次参数，是轴流压缩机设计、特性及相似的主要参数之一。三、反动度及预旋1、反动度（或称反作用度）在动叶栅中增加的理论静压能量头hst与动叶栅传给气体的能量头ht之比称为反动度，用Ω表示，即：第19页/共91页Ω=hstht其中hst=ht−C22−C122当C1Z=C2Z=CZ，Ω可写成下面的形式：Ω=1−C2u+C1u2u=1−C1uu−∆Cu2u=W1u+W2u2u=Φ2(ctgβ1+ctgβ2)式中∆Cu=C2u−C1u，称为扭速。它表征气流在叶栅中绕流现象，与气流转折角∆β的意义是一致的，并且∆Cu=∆Wu=W1u−W2u。2、几种典型反动度的基元级图2—11示出了四种典型反动度的基元级的速度三角形。现假定它们具有相同的圆周速度u、轴向速度CZ扭速∆Cu(或∆Wu)，则四者具有相同的流量系数Φ、理论能量头系数ht，即相当于它们具有相同的流量和能量头。如果进改变反动度，从图2—11中可以看出，动叶栅进、出口速度三角形具有不同的形式，且各具特点。下面分别讨论之。(1)Ω=0的基元级W1=W2且W1u=−W2uhst=0,ht=C22−C122第20页/共91页这种动叶栅的形式称为冲动式级，其意义是指动叶栅传给气体的能量全部转换为气体的动能。为了达到所要求的级压比，必须要求静叶栅具有大的扩压度（或气流转折角∆α=α3−α2），因而容易引起静叶栅负荷过大而增加损失。另外，C2很大，也使其损失增大。故轴流压缩机一般不采用Ω=0的级。（2）Ω=0.5的基元级C1=W2，C2=W1hst=W12−W222=C22−C122=12ht这种基元级的特点是动叶栅进口和出口速度三角形对称，级压升在动、静叶中平均分配，损失较小，效率较高。故在设计中，特别是在高压比的级中多采用Ω=0.5的级。（3）Ω=1.0的基元级C1=−C2u,C1=C2hst=W12−W222=ht这种基元级的特点是在动叶栅进、出口绝对速度相等，方向相反，理论静压能量头全部在动叶栅中获得。在静叶栅中，气流仅改变方向，而无扩压作用。故在固定静叶压缩机或固定式压缩机中常采用Ω=1.0的基元级，但应注意W1过大而使Mw1超过许可的值。(4)Ω=0.75～0.9的基元级C1u=0,C1=C1z,W1u=u这种基元级的特点是轴向进气，动叶栅前可不设导流叶栅（进气整流叶栅或可调进气导叶除外），因而能减小整机轴向尺寸。这种基元级的速度三角形及基形介于Ω=0.5和Ω=1.0的之间，其工作特点也介于二者之间。3、预旋预旋，即气流进入动叶栅前具有预先旋绕，用C1u来表示其值的大小。当C1u>0（即预旋方向与圆周速度方向一致）时，称为正预旋；当C1u<0,称为负预旋；当C1u=0时，为轴向进气，即C1=Cz。如果u、Cz和∆Cu(或∆Wu)不变，这时不同的反动角就是改变预旋所致。而且改变预旋，也改变了W1和C2的数值，下面简述预旋的作用。（1）正预旋（Ω=0.5）从图2—11中轴向进气的速度三角形可以看出，Ω=1.0时，W1是进、出口速度的最大值，即马赫数第21页/共91页Mw1最大，当圆周速度很大时，Mw1可能超过一般亚音速叶栅所允许的值。为此，在大圆周速度的情况下，可以用正预旋来减小W1和Mw1，如Ω=0.5的级。但是，当C1u增加到使得Ω<0.5时,虽然W1减小了，C2却增加到C2>W1,如Ω=0就是明显的例子。这时MC2达极大值，也会超过所允许的值。因此，在实际设计中，在平均半径处Ω<0.5是不采用的。（2）负预旋（Ω=1.0）当Ω=1.0时，C1u<0,W1为速度三角形的最大值。但是，如果圆周速度u本身不大，而Mw1任然在所允许的范围内时，则采用负预旋（如Ω=1.0叶栅）可以增加级的压比，所以Ω=1.0的级常应用于低圆周速度的固定式压缩机中。第三章轴流压缩机选型压缩机是高炉、石化等应用领域里重要的动力供风设备，因此，选取合适的压缩机，使其安全、可靠、经济地运行，是保证正常生产、降低运行成本的重要环节。一般压缩机的选取原则是，“技术先进，安全性好，效率高，能耗低，性能可靠”等。在本章中对不同压缩机类型和型式进行比较，供选择压缩机时参考。本章还简单介绍了轴流压缩机的选型参数、压缩机与管网联合工作方向的基本知识。第一节轴流压缩机与离心压缩机的比较由于轴流压缩机气体压缩过程的流到短且简单，气体转向变化小，基本是沿轴流动，离心压缩机压缩气体的流道长且有较多的急剧转弯，因而轴流压缩机损失小，效率高。另外，轴流压缩机的叶栅在空气动力学方面的理论研究和试验工作相对比较充分，试验数据和设计方法比较成熟，所以轴流压缩机效率通常比离心压缩机高8%～10%。压缩相同容积的气体时，具有复杂流道的多级离心压缩机机器尺寸比轴流压缩机大得多，重量重成本高。因而离心压缩机适合于中、小流量的场合，轴流压缩机适合于中、大流量的场合。轴流式压缩机：适合于大、中流量，中等压力范围，流量在950m3/min以上，一般流量越大越好，但一般受压缩机结构限制，单台最大流量一般小于17500m3/min；压比一般适合于2.5～第22页/共91页7.2。当流量较大时可采用两台轴流并联方式；当压力较低可采用特殊结构；当压力更高时，可采用一台轴流与一台离心或一台轴流串联方式。采用全静叶可调式轴流压缩机，调节工况范围宽，不用放风运行，效率高，比离心式压缩机效率高10%左右，省功节能，噪音低。离心式压缩机：适合于1000m3/min以下流量，单缸离心压缩机一般允许压比小于9，压比再大可采用一台多缸串联式离心式压缩机。离心压缩机效率低，能耗大；调节工况范围窄，在较多情况下存在放风损失；采用进口节流调节，存在压力损失，噪音大，但技术简单，造价低。我国在50～80年代由于轴流压缩机技术落后，在流量1000m3/min到3000m3/min或4000m3/min以下多采用离心式压缩机，如K3250、K4250、0—2700、AK1300等。现今由于轴流压缩机技术日益成熟，流量在1000m3/min以上，已广泛采用效率高、节能效果较好的轴流压缩机。全静叶可调轴流压缩机流量调节范围（非等力工况调节）可达约50%～115%以上，进口节流调节离心式压缩机的流量调节范围（非等力工况调节）约为85%～105%，而若为排气管网自调的离心压缩机只能沿其一条性能曲线调节，调节范围更小。离心式与全静叶可调轴流式压缩机工况调节范围的比较见图3—1。以一台450m3高炉鼓风机为例，轴流压缩机与相应的离心式压缩机相比，由于效率高和没有放风损失等每年节能约275.6万元。功率对照见表3—1。流量越大，节能越明显。表3—1轴流、离心式压缩机在各工况点效率、耗功对比表说明：点为离心风机需放风运行。每度电按0.4元计，离心按15%时间放风15%计，每年运行8000小时，则轴流较离心节能：（6640−5928）×8000×0.4+6640×8000×15%×0.4=227.8+47.8=275.6万元第23页/共91页压缩机形式单位ABCDE进口压力¯(A)0.9410.9410.9610.9610.952进口温度℃23.223.2-7.3-7.39.0相对湿度%6060787870流量Nm3/min21461717160918781985排气压力¯(A)3.22.72.73.23.2轴流效率%87.588.28789.589.8耗功Kw70184679386752165928离心效率%8481耗功Kw74906640表3—2同等装置中轴流与离心式压缩机的对比项目轴流压缩机离心压缩机风机体积小大风机重量轻重机组运行经济性高，因风机效率高，调节范围宽低，因风机效率低，调节范围窄机组控制自动化控制手动操作风机噪音低高基础尺寸小大表3—3轴流压缩机与离心压缩机的对比序号项目轴流式离心式1适用流量950m3/min以上950m3/min以下2适用压比2.7～8中低压比高中压力3效率（89～92）%一元流小于80%，三元流82%左右4调节方式静叶角度调节或转速调节进口节流调节或转速调节5调节范围AV型为（50～125）%A型为（60～120）%调节范围很有限，难以满足不同工况6需否放风不需要放风常需放风7调节稳定性风量风压波动小风量风压波动大8起动速度快（1小时内）慢（3小时）9噪音较低较高10经济性高、能耗小低，能耗大11技术密集程度高低12结构复杂较简单13制造成本高较低因此，建议流量在1000m3/min以上的鼓风机、压缩机选用轴流式压缩机有利于降低能耗和运行成本。第二节几种不同形式的轴流压缩机的比较第24页/共91页一、静叶可调式与变转速（静叶固定式）轴流压缩机比较静叶可调轴流压缩机：喘振线比较平坦，调节范围宽。一般工作转速固定，原动机电动机或汽轮机，叶片振动频率容易避开，安全性高。有调节缸，利于降低噪音。但采用电动机拖动时，机组布置时多一变速器。因有调节机构，静叶可调轴流压缩机成本较高。静叶固定轴流压缩机：一般须采用变转速汽轮机或可调速电机拖动。变转速调节，避开叶片共振频率和临界转速难度较大，故安全性差。噪音稍大，但无需调节缸和调节机构，成本稍低。静叶可调式与变转速（静叶固定式）轴流压缩机工况调节范围比较，前者比后者一般大10～30%左右，见图3—2。若用户要求工况调节范围较大时，建议选用静叶可调式轴流压缩机。二、全静叶可调与部分静叶可调轴流压缩机的比较全静叶可调轴流压缩机：在变工况运行时，由于其每级静叶角度均可作相应的改变，因而避免了压缩机过早发生喘振或阻塞，减少气流在流动中是冲击损失，有利于增大调节范围和提高效率，但设计制造成本稍高。部分静叶可调轴流压缩机：前几级静叶角度可根据工况变化而进行调节，但其余后面静叶固定，容易导致压缩机在部分变工况区域运行时提前喘振或阻塞，同时增大后面级的冲击损失，因而调节范围窄、效率较低。部分静叶可调与全静叶可调轴流压缩机工况调节范围比较，后者一般比前者大约5～20%，见图3—3。建议尽量选用全部静叶可调型式，有利于降低能耗，增大调节范围。三、等内径与等外径轴流压缩机的比较等内径轴流压缩机：指每级动叶根部的流第25页/共91页道直径都相等，见图2—1。等外径轴流压缩机：指每级动叶顶部的流道直径都相等，见图3—4。等内径式轴流压缩机，各级内径相等，均径与外径逐级下降，Um逐级减少，因而加工量减少，级数要增多，轴向尺寸长。通流部分叶高逐级下降的速度较等外径慢，其末级叶片较后者较高，故流动损失较小，效率较高。另外，转子加工较容易。相应的等外径式轴流压缩机，级数较少，效率较低，末级容易出现阻塞，因而调节范围较窄，转子加工较难。对于固定式轴流压缩机建议选用等内径，有利于降低能耗，增大调节范围。四、空心转子轴流压缩机与实心转子轴流压缩机的比较空心转子指主轴中间段加工为空心，转子较轻，容易启动，但转子刚性较差，检修维护难度较大，实心转子则加工容易，刚性大，几乎不需要检修和维护。五、三层缸与双层缸轴流压缩机的比较三层缸：叶片承缸称为内缸，调节缸称为中缸，以及机壳称为外缸，此三层缸结构使压缩机的稳定性较好，振动地，噪音低，同时有利于避免外部灰尘或腐蚀性气体对内部调节机构的侵蚀，因而使用寿命长，但成本稍大。三层缸示意图见2—1。双层缸：叶片承缸及调节机构直接暴露于外面。此种压缩机造价低，但稳定性差，噪音大，外部灰尘或腐蚀性气体容易对内部机构产生侵蚀。双层缸轴流压缩机示意图见图3—4。建议选用三层缸形式，有利于降低噪音和保护内部调节机构。第三节风机的选型参数风机的选型参数和选型要求，必须准确、可靠、合理，这样风机的选型才能准确、合理，将来风机才能高效率的运行。风机的选型参数和选型要求主要包括以下内容：1、当地的大气条件：不同季节的平均值，如夏季、冬季、年平均的大气压力、大气温度和湿度。2、当地水资源条件：水温、水压、硬度、酸碱度等。3、当地环境质量：有无腐蚀性气体、灰尘含量等。4、当地电气条件：决定压缩机启动方式。5、压缩介质：明确介质种类。6、流量（又称风量）：提供平均最大、正常、平均最小流量，但最好不要是极端（偶尔用）流量。要注明流量单位：标态流量（Nm3/min）、风机进口态流量（m3/min）、质量流量（kg/s）。7、压力（又称风压）：通常指压缩机排气法兰处压力。注明单位，是表压（g）还是绝压（a），若第26页/共91页不注明，通常当成绝压处理。8、压缩机拖动方式：汽拖、电拖等。9、压缩机配套水平和范围。10、机组控制方式水平。11、其它特殊要求。第四节如何正确提供风机的设计参数、使用条件和要求风机的设计参数、使用条件和要求要准确、可靠、合理、充分，否则不利于风机的设计和使用，甚至使风机长期偏离设计点运行，十分不经济。从我们的经验出发，用户在提供参数时应注意以下几方面：1、当地大气条件：包括大气温度、大气压力和湿度，最好为夏季平均、冬季平均、年平均的平均参数作为设计条件。不宜将夏季极端最高温度、冬季极端最低温度以及极端大气压力等作为设计条件，否则容易缩小压缩机的允许工况调节范围，同时也不利于长期运行点的运行效率，增大能耗。2、风机设计工况点的风量、风压要准确。切记勿留太大富余量，因为压缩机设计人员是根据所要求的风量、风压进行设计的，并使其效率较高，并在设计时已将工况点离喘振区、旋转失速区等留有足够余量。若用户提供的风量、风压富余量太大，容易造成风机长期运行点偏离设计点和高效区，运行不经济，甚至不能满足实际需要而放风运行。3、变工况范围切忌太宽。无论是变转速调节，或是全静叶轴流压缩机允许有较宽的工况调节范围并在一定的范围内效率较高。如所提供的工况点风量、风压范围太宽，容易造成压缩机各运行工况点长期处于低效区，特别是长期运行工况点效率较低，能耗损失更大。甚至每年能耗损失达数百万元以上。建议高压等压力调节的进口容积流量范围在65～110%内较理想，范围越窄，长期运行点效率越高。4、适当放风，有时更有利于压缩机运行的经济性。即要求的工况范围太宽而导致压缩机长期运行工况点效率较低，会使能耗损失较大。因此，可通过冬季小流量高压力工况点偶尔的适当放风可达到减低能耗损失，提高整机经济性的目的。5、流量的单位要求准确。干、湿标态流量Nm3/min与压缩机进口法兰处的容积流量m3/min相差较大，必须明确。进口容积流量通常指进口法兰处状态，而此处压力为大气压力减去进口管道系统压力损失，注意不要与大气状态下的容积流量混淆。6、压力单位一定要注明表压、绝压，两者相差一个当地大气压。如不注明，则当成绝压处理。7、如果用户将来有装置扩大的可能性，可以提前告知，便于风机选型、设计时特殊考虑和处理，有利于将来改造。第27页/共91页8、应事先明确有无其它条件限制，如转速、场地大小等。第五节轴流压缩机与管网联合工作一、静叶可调式轴流压缩机的运行范围静叶可调式轴流压缩机，静叶角度有一允许的变化范围，超出此范围运行，压缩机容易处于不安全状态。运行时超过最大允许角度θmax，压缩机有可能进入第一级阻塞状态，不适于长期运行；若小于最小安全角θ1运行，压缩机极易进入旋转失速状态，非常危险，故不允许压缩机小于最小安全角θ1运行；将各静叶角度下喘振点连成线，即为喘振线，喘振对压缩机危害非常大，为确保压缩机不发生喘振，在喘振线下还设有防喘振线或报警线。轴流压缩机的有效运行区域，见图3—5。以高炉鼓风机为例，其要求的运行范围通常为工况点A、B、C、D、E、F所确定的范围。一般的轴流压缩机有效运行区域超过用户要求工况范围。二、静叶可调式轴流压缩机的启动角若原动机为电机，根据电机的特性，希望启动时阻力矩小，便于安全、快速地启动。因此，静叶可调式轴流压缩机在启动时，一般都将静叶角度开到最小即启动角，同时将放风阀打开，此时风量、风压、功率较小。当风机在启动角θ0从零转速升至额定转速时，风机处于不安全的旋转失速状态，因此必须尽快静叶角度从θ0释放到最小安全运行角θ1。若原动机汽轮机等变转速，压缩机启动时静叶角θ0一般等于最小安全角θ1即可。三、压缩机运行时与管网的关系任何压缩机都不是独立运行的，而是与管网协调工作。所谓管网，是指压缩机后面全部装置的总称。当期流通过管网系统时，存在压力损失（阻力损失），气体压力不断下降。每一种管网系统都有自己的性能曲线，它是指通过管网的气体流量与保证这个流量通过管网所需的压力之间的关系曲线，即P=f(Q)。这个压力P是用来克服管网系统阻力的，所以管网性能曲线也称为管网阻力曲线。管网阻力曲线可以是各种各样的，它决定于管网本身结构和用户的要求，基本可以归纳为三种形式：1、管网阻力与流量无关（如图3—6（a））它的压力基本保持不变。如污水处理风机，曝气池污水深度不变，则风机压力基本不变；如向大型储气筒供气，储气筒容积甚大，则压力也基本保持不变，表示为P=Pr。第28页/共91页2、管网阻力与流量平方成正比（如图3—6（b））从流体力学中知道，管道阻力的大小与流速的平方成正比，即与流量成正比，用P=AQ2表示。大部分管网都有这种特性。如输气管道，高炉鼓风、燃气轮机等。其中A由管网构造组成输送介质决定，为常数。3、综合形式（图3—6（c））其表示为P=Pr+AQ2。例如转炉组成的管网。对于压缩机的工况点（Q0，P0），则位于压缩机性能曲线与管网阻力交叉点上。在管网系统上的任何改变，如闸阀、高炉炉阻改变等，则管网阻力线发生变化，运行工况点（Q，P）发生改变。如轴流压缩机静叶角度或转速改变，性能曲线也会发生改变，则工况点也会发生变化。（如图3—7）第四章陕鼓轴流压缩机的技术优势与特点陕鼓集团于1979年引进瑞士苏尔寿公司轴流压缩机设计制造技术，1986年生产了第一台用于荆门炼油厂的AV45—12轴流压缩机，1988年全部实现了国产化，从1986年至2002年已累计设计制造了150余台套的轴流压缩机产品。在已设计的风机中，最大流量达7800Nm3/min，最高压力达7.2¯(a)，最大功率达4000Kw，规格从AV40到AV100，广泛应用于石化、冶金、风洞实验、电站和制药等领域。第29页/共91页第一节陕鼓轴流压缩机的技术优势一、拥有长期经验早在1932年，苏尔寿公司就制造了世界上第一台增压锅炉使用的工业轴流压缩机，1945年制造了世界上第一台轴流式高炉鼓风机，1960年制造了世界上第一台静叶可调式轴流压缩机。到目前为止，已生产了1000多台产品，包括工业用轴流压缩机460多台，其中445台以上在连续工作，有210多台用于高炉鼓风（最大功率为54000Kw）。此外，约有720台轴流压缩机用于燃气轮机组。苏尔寿公司是工业用轴流压缩机一流的供货商，它比西欧、美国及日本等任何制造厂至少要有多出四倍的业绩。二、应用范围1、可是用于炼油、冶炼高炉、化肥、电站、制药、污水处理、风洞实验、天然气输送、空气分离等各种行业。2、适用介质：空气、天然气、氮气、煤气、水蒸气等介质。3、可以与离心压缩机串联应用，提高压力。三、具有先进的气动设计1、气动设计采用先进、可靠的模化设计方法。2、先进的大型实验设备进行不同条件下的模型试验。基本级叶栅性能优良，试验数据的充分广泛性、准确可靠性，为产品设计奠定了良好的基础。3、偏离试验状态的各种因素修正全面。修正关系式也都是在大量的试验基础上总结归纳出的。4、有多种反动度叶型叶片组合设计，扩大工况调节范围，提高效率。5、采用等内经通流形式，效率高，最高效率在90%以上，省功节能。6、整套严格的设计规范。四、机械设计安全灵活1、可靠性高的强度、刚性设计。主要零部件的强度在系列化、标准化、通用化时都按照最苛刻的条件进行了核算。如机壳进行了强度与刚度计算，在大的应力变形处对结构进行了改进，使其符合要求。动、静叶片，叶根，主轴，静叶轴承等所有通用、标准零部件都进行了疲劳强度核算，确保强度安全。2、机组采用机壳、叶片承缸、调节缸的三缸设计，边线小，应力低，吸噪减振。3、稳定的机组支撑和完善的滑销系统。4、安全灵活的叶片调节机构。五、制造和安装简单1、全部标准范围的压缩机具有高度的三化水平，即系列化、标准化、通用性。机壳是标准化的，同第30页/共91页一型号不同级数的机壳，其进气室、排气室的尺寸相同，机体长度的改变用组合积木来实现。转毂是标准化的，叶片是标准化的，轴承、轴承座、拉别令密封（用于空气）、联轴器、静叶调节机构也都是标准化的。叶片、曲柄、滑块、静叶轴承、伺服马达、轴承等通用性很强。产品的高度三化，有利于减短产品的设计、制造周期，有利于降低成本，提高产品的产量。2、等内经转子使加工方便。3、叶片等通用件加工所用工具、卡具、卡尺、靠模样板等数量少，并可制造库存叶片等。4、合理的结构使安装、拆卸和日常维护非常容易。六、可靠的安全设计1、现代设计方法结合大量试验使叶片强度和振动安全性高。2、用不平衡响应法进行转子动力学计算，具有准确、可靠的特点。3、转子扭曲临界转速计算分析保证轴系安全。七、拥有先进的实验设备和运用现代测试手段，对轴流压缩机的运行过程进行动态测量，不断研究和开发新技术。八、具有先进的电子控制系统。第二节陕鼓轴流压缩机系列一、系列及型号陕鼓轴流压缩机分为A（静叶固定型轴流压缩机）和AV（静叶可调型轴流压缩机）两大系列，每个系列按转子轮毂直径划分为12种型号：A40、A45、A50、A56、A63、A71、A80、A90、A100、A112、A125、A140、AV40、AV45、AV50、AV56、AV63、AV71、AV80、AV90、AV100、AV112、AV125、AV140，级数为9～18级，共240个规格。各种规格的轴流压缩机的零部件的所有尺寸都是以转毂直径为基本尺寸成几何相似加以放大或缩小，形成系列。两种型号之间几何比约1.12，流量递增约25%，转速递减约11.2=0.89%。型号的表示方法用轮毂直径(厘米)加上压缩要的级数。举例如下：A50—12第31页/共91页12级轮毂直径=50厘米静叶不可调轴流压缩机AV50—1212级轮毂直径=50厘米静叶可调轴流压缩机图4—1和图4—2分别为AV和A两个系列结构示意图。表4—1和表4—2为两个系列的用空气介质的轴流压缩机性能参数表（其中表4—1只列出了十一种型号）。表4—1A系列轴流压缩机性能参数表（空气）型号级数压比吸入流量×103m3/h功率×102kw转数r/minA409—172.9—7.665—8433—839519A459—172.9—7.784—11045—1068488A509—172.9—7.7110—13256—1357639A569—173—7.7132—16872—1806821A639—173—7.7168—23090—1806063A719—173—7.7230—275115—2705380A809—173—7.7275—350149—3504775A909—173—7.7350—440170—4404244第32页/共91页A1009—173—7.7440—550240—5403820A1129—173—7.7550—680290—6903410表4—2AV系列轴流压缩机性能参数表（空气）型号级数压比吸入流量×103m3/h功率×102kw转数r/minAV409—182.7—7.270—8534—808833AV459—182.7—7.285—11040—1007852AV509—182.7—7.3110—13550—1307066AV569—182.7—7.3135—16562—1606309AV639—182.7—7.3165—21580—2005608AV719—182.7—7.3215—275100—2704976AV809—182.7—7.3275—350135—3304417AV909—182.7—7.3350—425170—4103926AV1009—182.7—7.3425—550210—5103533AV1129—182.7—7.3550—680270—6503153AV1259—182.7—7.3680—850340—8002827AV1409—182.7—7.3850—1050400—9002524二、A系列轴流压缩机特点1、静叶为固定式，不设调节缸及静叶调节机构和伺服系统，压缩机为壳和叶片承缸两层缸结构。2、采用性能平坦的叶型，由于压力系数较高，因此在相同设计工况下A型级数要比AV型少。3、由于工况变化小，工况点容易设置在高效区。4、调节方式为变转速调节，因此，原动机采用汽轮机，燃气机或变频可调速电动机。第33页/共91页三、AV系列轴流压缩机特点1、全静叶可调，压缩机为机壳、调节缸和叶片承缸三层缸结构，有利于降低噪音。2、可采用多种反动度叶型叶栅组合设计，有利于调节叶片高度，提高压缩机效率。3、变静叶角度范围内喘振线变化平坦，工况调节范围宽，且整个调节范围工况点均处在高效区。4、原动机一般采用电动机或汽轮机，压缩机恒速运行。避免产生共振，提高安全可靠性。5、工况调节迅速。6、配合变转速调节可使工况范围进一步扩大约10%～15%。第三节气体动力学设计特点轴流压缩机的设计一般分为气体动力学设计、结构设计、强度与转子动力学设计三个环节，涉及流体力学、工程热力学、机械设计学、转子动力学、振动与强度、轴承、加工工艺、优化设计等专业。一、气动设计气动设计的任务是根据用户提出的设计参数、条件和要求进行气体性能逐级计算，确定了转子轮毂直径、级数、流通高度与锥度、每级叶栅的弦长、安装角度、叶片数目等，各级之间叶栅匹配关系，变工况性能核算、复算压缩机性能是否满足用户要求等。当初步确定流到几百个参数后，在进行逐个变参数计算，以最终优化流到参数，是风机性能最佳。气动设计是整个压缩机设计中一个十分重要的环节，也是整个压缩机设计的基础。通常的轴流式压缩机气动设计分为四类：第一种，以孤立叶型吹风实验为基础的气动设计，该方法主要适用于叶片数较少的通风机上，轴流压缩机上很少应用，也是一种较落后的设计方法。第二种，以叶栅风洞中平面叶栅吹风试验数据为基础的平面叶栅法，这种方法假定静止平面叶栅性能与相应旋转的环形叶栅性能相同，因此存在局限性，但它是轴流压缩机设计的一种基本方法。第三种，模型级法，是一种比较先进、可靠的方法，其以平面叶栅实验数据为基础，根据模拟的模型级进行性能验算，在对原来的平面叶栅数据修正而进行压缩机设计。第四种方法即为最先进、可靠的模化设计方法，即以成熟、性能优良、并以通过实际应用检验的模型级或整台压缩机进行模化设计。该设计方法能保证压缩机性能优良、可靠，设计快捷，容易形成系列化。陕鼓AV型轴流压缩机的气动设计特点是：（见表4—3）表4—3陕鼓AV型轴流压缩机的气动设计特点采用安全可靠的模化设计方法风机性能准确、可靠、运行高效率、平基本性能优良、试验数据的充分广泛、准确可靠，为产品设计奠定了良好的基础第34页/共91页稳、安全。偏离试验状态的各种设计因素修正全面，修正关系式准确可靠严格的设计规范其它计算机辅助设计软件包1、采用模化设计方法，压缩机性能优良、可靠。2、各种基本级叶栅的性能，在可能的应用范围内，都全部进行了试验。每种基本级叶栅要做近百条曲线，至少要进行4000到5000多个点次的试验。将这些数据收入产品设计计算程序中。每一个基本级都可以模化设计AV40到AV140轴流压缩机的任意一种产品。现我们应用的是其性能最好的基本级。基本级叶栅试验数据的充分广泛、准确可靠，为产品设计奠定了良好的基础。3、偏离试验状态的各种因素修正全面。基本级叶栅试验是在一种特定条件下进行的。产品设计应用条件与是有差别的，故在偏离实验状态要进行修正，主要有：PSA修正；Mu修正；雷诺数修正；t/s修正；径向间隙修正；附加修正。这些也都是在大量的实验基础上进行总结归纳出的修正关系式。这些修正避免了产品设计时可能存在的偏差。4、严格的设计规范。设计中内部气流级参数、结构参数的选择、组织都有一整套严格的规范来制约，指导设计。比如轴流压缩机间匹配，远比离心压缩机级间匹配困难，而且要求严格。在各种特定工况，如最小流量点、最大流量点、设计工况点、喘振工况点、阻塞工况点、内部各级的工作状态，都有严格规定，通过计算机软件，可任意抽检任意工况点内部各级的工作状态。第四节主要零部件的结构与特点轴流压缩机的结构设计，一般在气动设计和启动计算完成后进行。结构设计应遵循以下几个准则。一、应保证主机的气动性能严格按照气动设计所确定通流形状，根据引进技术的设计规范、设计准则，进行详细流到几何尺寸计算，以正确合理的结构，确保气动性能的实现。二、确保制造上的经济性1、零部件结构应具有良好的工艺性。所设计的结构，在能保证规定的功能和质量指标下，再制造和装配时所花的时间、劳动量和物资应尽量少。2、节约材料，降低成本。3、尽量提高标准化、系列化和通用化水平，统一零部件的形式和尺寸，便于以最先进的方法组织专业化生产，能够提高质量，降低成本。三、确保产品运行中的使用质量第35页/共91页1、充分的可靠性。可靠性就是产品质量稳定的程度和在预定期限内不发生故障，能正常工作的性能。随着科学技术的进步和生产的发展，可靠性越来越重要。2、减少使用成本设计的产品要具有较高的效率（包括机械效率），安装维护方便，故障率低，减少使用成本。轴流压缩机主要由机壳、叶片承缸、调节缸、转子、轴承箱、密封套、轴承、进口圈、扩压器、平衡管道、伺服马达等部分组成，整个机组为水平部分，便于组装和拆卸。1、机壳（见图4—3）轴流压缩机的机壳设计成水平剖分，一般有铸铁浇注而成，具有刚性好不易变形、吸收噪音和减振的特点。进、排气法兰垂直向下，中分面用螺栓拧紧，将上下两半连接成刚性很强的整体。机壳分四点支持在底座上，四个支撑点设置在下机壳两端靠近中分面处，使机组的支持具有良好的稳定性。四个支撑点中有两个固定点，另两个为滑动点，机壳下部两端还设两个导向键，AV90机型以上设有中间支撑。机壳需进行水压试验，检验密封性，测量其受压变形（见图4—4）。2、叶片承缸（见图4—5）叶片承缸是轴流压缩机静叶片的支承缸，设计成水平剖分式，中分面用螺栓连接成一个内孔为锥度很小的筒体，与转子一起组成一个流道，该流道的几何尺寸是经过气动计算来确定的，是结构设计的核心内容。和叶片承缸进气相匹配的是进口圈，排气端相匹配的是扩压器，它们分别与机壳、密封套组成一个完整的气体流道。气流从机壳进气室进入沿流道经过转子叶片逐级压缩、静叶栅的不断扩压，提高压力，最后经过扩压器进一步扩压并汇入机壳排气室由管道引向工艺流程。叶片承缸的缸体由球墨铸铁浇注而成，经过精密加工。两端分别支撑在机壳上，靠进气侧一端为固定支持，靠排气侧一端为滑动支撑，利于缸体受热膨胀。叶片承缸上装有静叶、静叶轴承、曲柄、滑块等，静叶轴承是一个石墨轴承，具有良好的自润滑作用，第36页/共91页静叶柄上的密封圈防止气体泄漏，排气端外圆和机壳支撑处设有填充密封条。3、调节缸（见图4—6）调节缸（A系列无调节缸）由钢板焊接而成，水平剖分式，中分面用螺栓连接，根据需要设计成2～3段，具有较高的刚性。分四点支撑在机壳上，该四个支撑可沿压缩机轴线移动。在调节缸内部相对应于各级静叶尾部的曲柄滑块处装有各自导向环，每级导向环也是上下两半，由锻钢加工而成。调节缸的作用在于调节压缩机各级静叶角度，以满足这工况运行。安装在机壳两侧的伺服马达，在控制系统的作用下，通过连接板带调节缸作轴向往复运动，缸体则又带动各级导向环和嵌在环内的滑块一起运动，滑块通过曲柄带动静叶产生转动，从而实现调节静叶角度的目的。调节缸由于放在机壳和叶片承缸之间，因此也称为中缸，而机壳和叶片承缸有分别称为外缸和内缸。这种三缸结构大大地减少了机组由于热膨胀而造成的变形，同时也避免了灰尘和外部条件所造成的破坏。4、转子和动叶片、静叶片（见图4—7）轴流压缩机转子由主轴、各级动叶、隔叶块、叶片锁紧装置、密封片等组成。转子为等内经结构。主轴由高合金钢锻造而成，一般为实心轴，对于大型转子（AV71以上）可采用空心转子。主轴材料的化学成分需进过严格的化学分析，性能指标通过试块进行检验，粗加工后还要进行热跑试验，验证其热稳定性并消除一定的残余应力。以上指标合格后，才能投入精加工；精加工后在两端轴颈处做着色检验或磁粉探伤，不允许出现裂纹。动叶片和静叶片由不锈钢锻件坯料精加工而成，原材料须进行化学成分、机械性能、非金属夹渣、裂纹检验，成型叶片要进行测频、湿式喷砂处理，增强叶片表面抗疲劳强度。各级沿圆周方向装在转毂的纵树形叶根槽内，每一级内两个动叶片之间用隔叶块定位，每级最后安装的两动叶片之间用锁紧隔叶块定位并锁紧。在转毂两端加工有平衡盘，和平衡管道一起作用，使进气侧的平衡盘与排气管（高压平衡管道）相连引入高压气体，两排气侧的平衡盘与吸气管（低压平衡管道）相连引入低压气体（或大气），使转毂由于压差的存在产生一个指向排气侧的力，抵消一部分气动产生的轴向第37页/共91页力（指向进气侧），减轻止推轴承的负荷。再两个平衡盘的端面还加工有备转子动平衡时加配重用的平衡槽。在转子强度计算中，除计算疲劳强度外，还要进行横向振动计算分析。转子组装完一般要做高速动平衡和超速试验。5、密封套（见图4—8）在轴流压缩机的进气侧和排气侧分别设有轴端密封套，与转子相应部位装嵌的密封片（不锈钢）组成拉别令密封，防止气体外泄内渗。为便于安装和检修，通过密封套外圈上的调整块来进行调整。由于密封片嵌在轴上，一旦碰撞产生的局部高温传到密封套和机壳上避免造成转子弯曲。6、轴承箱（见图4—9）AV63以下型号轴承箱和机壳铸成一体，AV63以上型号轴承箱和机壳分开铸造。轴承箱内装有径向轴承（一侧一个）和止推轴承，润滑轴承的油，由轴承箱集油回到油箱，轴承箱底部装有导向装置（一体式的时候），和底座配合，使机组对中并沿垂直向膨胀。对于分体式轴承箱，在侧面装有三个导向键装置以利于箱体受热膨胀，靠机壳侧和机壳相配装有一个垂直导向键。7、轴承（见图4—10、图4—11）止推轴承为金斯贝雷型、多瓦块重叠式。推力瓦可以根据承载的大小自动调位，以保证每个瓦块上的负荷均匀分布。推力瓦块是由碳钢浇铸巴氏合金加工而成。径向轴承，大功率低转速的轴流压缩机采用椭圆轴承，小功率高转速的采用可倾瓦轴承。大型机组为了方便起动一般设有高压顶升装置（高压泵短时间内产生800bar压力，起动后，降到50～第38页/共91页150bar）。8、伺服马达（见图4—12）在轴流压缩机两侧各装有一个伺服马达，通过连接杆和调节缸相连，它和一个动力油站、油管路、一套自动化仪表等组成调节静叶角度的液压伺服调节机构。在120bar的高压油作用下，推动伺服马达活塞动作，以带动调节缸做同步轴向往复运动，从而调节静叶角度。第五节转子动力学和强度设计风机的所有零部件首先要有足够的强度与刚性，动、静叶片的振动频率和风机的各阶临界转速要避开工作转速一定范围。强度和转子动力学设计是保证风机安全、平稳、可靠运行和使用寿命的重要手段。一、转子动力学设计转子动力学设计是透平机械安全、可靠、平稳运行的重要保证手段。传统方法多采用能量法和普洛尔法，不够精确。较先进的方法是采用不平衡相应法计算。该方法的特点是将轴承和转子作为一个体系来考虑，研究转子对于某些位置上不平衡的敏感程度，或在给定不平衡响应的情况下，通过模拟转子的运行，求解转子在不同转速下的不平衡响应，从而确定转子的临界转速。1、建立力学模型实际转子是一个质量连续分布的弹性具有无穷多个自由度，在计算时首先将转子离散化，即将转子简化为具有若干个集中质量的系统，并按顺序编号计算所采用的计算模型——转子系统是指转子连同它的轴承和支座等所组成的系统，在计算时考虑了轴承刚度和阻尼及附加质量和转动惯量对整个系统的影响。2、轴承在大多数情况下，轴承对转子动力学特性有明显的影响，第39页/共91页轴承往往是转子阻尼的主要来源，很大程度上控制着转子的响应，而轴承的刚度和阻尼又影响着转子的临界转数，因而计算时考虑的是转子——轴承系统。3、联轴器在计算转子临界转速时还必须考虑联轴器的影响，尤其是在联轴器附加质量较大，主轴外伸端较长时，相对的对高阶临界转速影响较大。4、结果分析：依据有关标准，若计算结果满足标准要求，如图4—13，则转子在设计转数下运行时不会发生转子动力学方面的问题。二、强度主要部件在系列化、标准化、通用化时都按照最苛刻的条件进行了核算。如机壳进行了强度与刚度计算，在大的应力变形处对结构进行了改进，使其符合要求。动、静叶片、叶根、主轴、静叶轴承等所有通用、标准零部件都进行了疲劳强度核算，确保强度安全。叶片作为轴流压缩机最主要的零部件，其安全性校核计算主要包括强度和振动两个方面。(1)保证有足够的强度。选取抗振性好、强度高，有一定的抗磨损和腐蚀等特性的材料，按最苛刻的条件来考虑强度。（2）由于后导叶激发的各种振型的振动频率避开工作转速一定范围，一般为±5%以上。图4—14表示出了几种振动频率的振型。表4—4某AV90轴流压缩机动叶片强度计算结果材料特性（MPa）叶根处应力（MPa）安全系数最小最小最大抗拉强度600～800117.859.95.1～6.810～13.4屈服强度≥450≥3.8≥7.5（3）其它辅助手段：如湿式喷砂提高抗磨损，镀防腐蚀保护层等。轴流压缩机的设计是一项复杂的系统工程，要求气动性能可靠、高效率、结构设计合理，强度与转子动力学设计安全、可靠。因此，对于轴流压缩机应考虑其安全性、可靠性、经济性和合理性。安全性：轴流压缩机在高炉冶炼、石油催裂化等装置是十分重要的动力供风设备，任何零部件的损坏和故障停机都会造成重大的经济损失。故压缩机能否长期、安全的运行是十分重要的。可靠性：除了安全性外，还要求压缩机性能可靠，保证用户所要求的工况都能运行。经济性：在安全、可靠的基础上使压缩机长期运行工况点处于风机的高效率区，省功节能。另外还应第40页/共91页尽可能的降低风机的设计、制造成本。合理性：风机的结构设计布局合理，便于设备的运行操作和维护检修。第五章轴流压缩机的改造轴流压缩机因效率高、能耗低已在各行业得到了应用，迄今国内已有200多台套轴流压缩机组正在不同的工艺流程中运行。随着工业生产的发展，有许多工艺流程、装置需要扩容改造，原配套的压缩机的性能不能满足新工艺流程的要求。新上一套轴流压缩机组存在成本较高、设计制造周期长等问题。对原轴流压缩机进行改造则可最大限度地借用和保留厂房基础、机壳和主要配套等设施，为用户节约成本。因此对原有就机组进行改造将是用户的首选。第一节改造原理一、改造原因按早期工艺流程系统设计的轴流压缩机在运行多年后，往往存在：1、工艺装置扩大，压缩机的性能已不能满足系统的要求。2、叶片磨损腐蚀，压缩机性能降低。3、国外早期设计制造和国内一些公司设计制造的轴流压缩机，技术落后，效率低，能耗大。如新上第41页/共91页一套轴流压缩机组设计制造周期较长，成本较大。故最经济合理的方法是对已有的压缩机进行改造。二、改造期望1、降低改造成本，基础、机壳等尽量不变，内部零部件和配套元件设备改造更换越少越好。2、改造周期要短，设备尽快投运发挥作用。3、尽量采用新技术，以提高效率，节能降耗。4、改造后的设备要安全可靠满足装置的风量风压操作范围。三、改造设计的原理对已有轴流压缩机进行改造，应用现代新的设计技术，进一步提高压缩机性能和效率，降低能耗。1、增加流量轴流压缩机流量大小主要取决于流道的通流面积和气流轴向速度。如图5—1，以第一级动叶前流道截面为例，其通过的容积流量可以表示为：Q=π4(DG2−DN2)C1Z=π4DN2(Y12−1)C1Zm3/s式中DG、DN分别为转子的叶顶直径和轮毂直径，C1Z为气流轴向速度。从上式可见，要增加流量有两条途径：一个是增加通流面积，即增加DG，或减少DN；另一个是提高气流速度C1Z，即提高工作转速。由透平压缩机原理可知，对于几何尺寸确定的压缩机流量与工作转速的成正比。2、提高压力轴流压缩机的压力与能量头ht有关。能量头公式ht=U·CZ(ctgβ1−ctgβ2)气流在叶栅进、排气角β1、β2及C1Z基本不变。有透平压缩机原理可知，对于几何尺寸确定的压缩机能量头与工作转速的平方成正比，故工作转速的提高，使能量头大大增加；转子叶顶直径DG增加，叶栅的平均圆周速度U也相应加大，也使能量头增加，实现压缩机排气压力增加的目的。3、提高效率通过应用新的气动设计技术：先进的模化设计、采用多种不同叶型反动度组合设计、各级动静叶栅的优化匹配，提高改造后的压缩机性能。四、改造设计的原则改造设计的原则：“安全性、可靠性、经济性”。“安全性”：压缩机改造后，叶片的振动强度、各主要零部件强度、刚度、临界转速、各运行工况点远离非正常操作区域等充分安全，保证压缩机改造后能长期安全运转。第42页/共91页“可靠性”：压缩机改造后，运行安全可靠、改造后的性能可靠，满足改造要求。“经济性”：减少压缩机的改造部件和相关配套设备，节省投资；缩短改造周期，提早投产，创造效益；提高改造后的压缩机性能，降低运行成本。第二节几种改造方案根据不同的改造要求和具体情况，轴流压缩机改造有以下途径：一、增大风量改造条件：压力不变，转速不变。改造方案：若原动机内部有富余结构空间，则可通过①增大内部流道外径DG提高通流面积，见图5—2；②调整前级叶片反动度，提高流量系数和降低马赫数，避免阻塞以增大通流能力。若原动机内部没有富余结构空间，则可通过①减小前几级主轴（动叶根处）直径以增大通流面积，见图5—3；②调整前级叶片反动度，提高流量系数和降低马赫数，避免阻塞以增大通流能力。改造后保留原压缩机基础、机壳，转速不变，压缩机主要配置基本不变，如空气过滤器、整流栅等。改造周期（含安装调试等）约6个月，成本较低。另外①驱动机功率足够，②可提高转速，③压缩机提高转速后前几级马赫数不高，未进入阻塞状态，④压缩机叶片振动频率和强度足够安全，则可通过提高风机转速来增大流量。二、提高压力改造条件：风量基本不变，提高压力。改造方案：若原压缩机结构有预留级（或预留级空间），则在转子上安装预留动叶，条件允许可考虑加相应的静叶。若有一级预留级可提高压力约8～10%，若有两级预留级空间可提高压力约16～20%。改造后压缩机主要配置基本不变。改造周期（含安装调试等）约20～60天；成本较低。若没有预留级空间，转速可提高。则主要通过提高工作转速增大能量头。由于要求流量不变，需降低流道高度，也可采用将“等内经”流道形式改第43页/共91页为“等外径”，如图5—4的形式增大平均能量头或减少级数或更换新叶型增加反动度，提高级压力系数。改造后压缩机基础、机壳不变，压缩机主要配置基本不变，由于转速提高，变速器需重新更换，改造周期（含安装调试等）约6个月，成本较低。三、及增大风量，又提高风压改造条件：增大风量，提高压力。改造方案：若原压缩机内部结构有富余空间和预留级，通过增大内部流道直径DG以增大通流面积，增加级数提高压力，改变叶片反动度调整单级流量系数和压力系数。若原压缩机内部结构没有富于空间，转速可调整。则减小前几级轮毂直径DN增大通流面积，调整前面级叶片反动度和流量系数和压力系数，提高转速，增大平均能量头和通流能力。改造后压缩机基础、机壳不变，压缩机主要配置基本不变。改造周期（含安装调试等）约6个月，成本低。四、流量不变压力降低在改造压缩机过程中降低压力是相对较容易实现的一种，其主要目的在于提高压缩机的效率，降低能耗。主要措施手段可通过减少后面的级数或降低转速。对于静叶可调式轴流压缩机在降低转速时，同时会带来流量减少。在特殊情况下可重新设计压缩机内部流道，即必须更换叶片承缸、叶片、调节缸等，机壳、基础和其他配置不变。改造成本低，改造周期约30～100天。五、压力不变减少流量一般减少流量的目的在于减少放风、提高效率、降低能耗，其在改造过程中也是较容易实现的一种，限制条件较少。如果压缩机有预留级，可去掉前面一级或两级、降低通流面积达到减少流量的目的，同时加上后面一级或两级预留级补偿压力。该种改造除了增减动静叶片外，其余压缩机组件和配置基本不变。如果没有预留级，一般需重新设计内部流道。改造成本低，改造周期约30～100天。六、改造老式落后轴流压缩机其主要目的在于利用先进技术改造其他老式或落后的轴流压缩机，提高效率，降低能耗；增大工况调节范围，避免放风损失；甚至还可以适当增大风量和风压。改造时尽量保留原基础、机壳，借用原机组配置，提高压缩机效率，增大工况调节范围。七、恢复原压缩机性能轴流压缩机运行多年后，动静叶片磨损，压缩机达不到原设计性能，不能满足装置要求，则需要恢复原压缩机性能，可通过更换新叶片达到要求。第二节成功改造示例第44页/共91页一、基本情况大连西太平洋石化公司催化裂化装置原设计炼油能力为140万吨/年，主风机为AV56—11全静叶可调压缩机，设计风量为1700～2600Nm3/min，于1993年开始投用，风机性能指标全部达到设计要求，效率高、噪音低、振动小，机组运转平稳可靠。随着装置工艺操作技术的提高，炼油能力逐年提高，先炼油能力已达到180～200万吨/年（增大43%），所需风量2600～3200Nm3/min，原主风机远不能满足现需要风量、风压要求。经大连西太平洋石化公司、设计院、陕鼓共同探讨分析，确定对原风机进行改造：风机机壳、基础不变，进更换转子、叶片承缸等部件；风机配套设备基本不变，进更换如放风阀等。该改造方案的特点为：合理、可靠、成本低、周期短、见效快。压缩机改造从签订技术协议、设计、加工、安装、调试、到成功投运，历时仅6个月。轴流压缩机改造后于2001年5月成功投运，机组运行良好全部达到改造技术指标和要求。二、轴流压缩机原参数和概况1、机组配置，图5—5。2、工况参数：见表5—1表5—1项目单位设计工况最大工况流量Nm3/min24002600出口压力bar（A）3.653.653、型号：AV56—11全静叶可调压缩机（风机预留一级动叶）。工作转速：n=5765r/min；风机总重39吨；转子重5250kg。4、1992年设计制造，1993年投运。三、压缩机组改造的技术条件和要求1、压缩机改造后的正常风量和最大风量为2800、3200Nm3/min，出口压力为0.38Ma（A）。2、压缩机机壳和基础不变。3、压缩机改造后，假定烟机无法运行情况下，通过原9000Kw电机在风机启动角（第一级静叶安装角）为22°时能够直接启动。4、电机、变速器不变，即风机转速不变，为n=5765r/min。5、改造后压缩机设计点的多变效率不低于89%。6、在结构布置允许情况下尽量预留一级。第45页/共91页7、考虑大连沿海气候，有腐蚀。前3级动、静叶片镀防腐保护层。8、原空气过滤网、排气消声器、整流栅等配套设备经核算继续保留。9、烟机—压缩机间联轴器更换。四、轴流压缩机改造的内容1、重新设计新流道，确定每级动静叶参数，各级叶栅优化匹配。多种反动度叶型优化组合设计。2、校核各级叶片强度，调整选取叶片弦长。3、校核各级叶片振动频率，避开共振。4、由于每级动叶、静叶弦长和高度与原来不同，轴向距离发生变化，转子重新设计。重新校核主轴轴头强度。5、流道增大、叶片增高，叶片承缸、调节缸、进口圈、扩压器需重新设计。6、计算轴向推力和支承载荷，校核轴承承载能力。7、临界转速重新核算。8、核算改造后机组的启动情况。五、改造后的主要性能参数及改造前后的比较：第46页/共91页1、改造前后夏季性能曲线对比，见图5—62、改造前后的比较：大连西太平洋AV56—11轴流压缩机改造前后对比表5—2表5—2项目改造前改造后风机型号AV56—11AV56—11设计制造时间1992年2000年投用时间1993年2001年风机转速5765r/min5765r/min风量正常：2000Nm3/min最大：2600Nm3/min最小：1700Nm3/min正常：2800Nm3/min最大：3200Nm3/min最大出口风量(夏)2720Nm3/min3420Nm3/min出口压力0.365MPa(A)0.38MPa(A)最大工况点功率10028Kw11890Kw风机总重39.2吨41.4吨六、改造后的性能测试1、测试单位：大连西太平洋石化公司、大连理工大学、陕鼓。2、测试结果评定：（1）符合技术协议规定，工况点风量风压全部满足要求。（2）振动小、噪音低。风机运行平稳。七、改造后取得的经济效益估算大连西太平洋AV56-11轴流压缩机改造成功，不仅改造周期短、压缩机改造后机组配套变更较少，改造成本较低。（1）改造比重新上一台AV63轴流压缩机及其相应配套，节约成本约3000万元。（2）比新上一台轴流压缩机节约制造、安装周期8个月，即提前8个月投产为用户产生效益。（3）比两台离心风机并联省功节能（设计工况）：1300×8000×0.5=520万元/年。第六章轴流压缩机自动化控制第一节控制系统概述第47页/共91页一、主要控制系统一般来讲，全静叶可调轴流压缩机一般包括以下控制系统：1、定风量/定风压——静叶定位串级调节系统2、防喘振保护调节系统3、防阻塞保护调节系统4、放逆流保护控制系统5、润滑油控制系统（包括油温、油压）6、动力油控制系统（包括油温、油压）7、风机入口空气过滤器控制系统（根据过滤器形式不同而不同）8、逻辑控制及连锁保护系统9、声光报警系统10、轴运动（振动、位移、转速）监测系统11、轴承温度和电机定子温度监测系统12、机组主要参数的显示、记录和状态指示对上面所列项目的几点说明：1、若压缩机为汽机拖动，还应包括汽轮机部分的监测控制项目。由于轴流压缩机为全静叶可调，所以风量/风压的调节可通过改变静叶开度来实现，不需要变转速调节，即汽轮机可保持恒转速运行。2、上面所列项目是按常规仪表方案列出的，热采用PLC或DCS系统，则有些项目可由其代替，通过画面显示。3、压缩机运行时出现阻塞工况的机会是很少的，即使发生，短时运行也不会造成大的危害；另外，通过对叶片（主要是末级）的特殊设计，很容易增强叶片的抗阻塞能力。所以现在一般不设置防阻塞系统。限于篇幅，本书仅对轴流压缩机控制比较特殊的定风量（或定风压）——静叶定位串级调节系统，防喘振调节系统，防逆流保护系统作些简要介绍。二、控制系统的仪表选型已成套的不同选型的仪表控制系统，归纳起来，大致有以下几种形式：1、常规仪表加PLC（可编程序控制器）所谓常规仪表就是指示仪选用数显仪或电动式指示仪，但调节器必须选用可编程单回路调节器。这是由于轴流压缩机的防喘振和定风量（或定风压）调节功能比较复杂，使用通常的调节器（电Ⅱ型或电Ⅰ型系统）以满足不了要求（相见本章第二节和第三节所述）。第48页/共91页PLC主要用于机组的逻辑控制及逆流保护(详见第三节所述)。这样的配套方案在公司早期产品中较多。2、常规仪表加PLC、外加微机监测常规仪表及PLC的作用与上述完全相同，微机监控的作用就是给操作者提供一个直观、全面的彩色显示画面。该设置的主要特点是微机监测系统只用于测量、显示、数据存储、报警、打印等，但不用于调节、控制，所以对微机的选型（可靠性）要求不高，因此，价格较低。3、PLC或DCS（集散控制系统）随着自动化程度的提高和微机的普遍应用及迅速发展，PLC和DCS成为近年来机组控制系统的主导产品。PLC或DCS系统由过程站和操作站组成。过程站安插CPU电源I/O接口和通讯模件等操作站包括CRT显示器，操作键盘、打印机等。PLC或DCS系统完成机组所有模拟量和数字量的采集处理、逻辑控制、调节、报警、连锁保护及信息存储、记忆、报表打印等功能。同时可对机组的控制流程、变化趋势、测量、调节参数、运行状态和机组的启、停、振动曲线等予以直观形象监视。已经用过的DCS系统主要有日本恒河的UXL；CENTUM—CS；美国Honeywell的TDC—3000、TDC—3000X；美国AB的FreeLance—2000系统。PLC系统主要有德国SIEMENS的S5、S7系统；法国施耐德公司的Quantum；美国GE的90—30、90—70及三重冗余控制系统TRICON等。第二节主风流量——静叶定位串级调节系统根据工艺流程对主风机等流量（或等压力，本节已等流量为例）调节的要求，全静叶可调轴流压缩机是通过静叶调节机构组成等流量调节系统的。本节将围绕系统组成概要介绍一下静叶调节机构，最后再分别分析一下静叶定位系统和流量控制系统的组成方法及工作原理。一、系统组成图6—1是调节系统原理图。该系统有两大部分组成：1、由位置控制器ZIC—021，伺服阀SV—021，伺服作动器ZV—021、位移传感器XE—021，位移变送器XT—021等组成串级调节系统的小内闭环——静叶定位系统。第49页/共91页2、由实际流量测量回路、流量调节器FIC—021、静叶定位系统（内闭环）和带有静叶调节机构的轴流压缩机组成大外闭环——流量控制系统。因此，图6—1的方框图如图6—2所示。二、静叶定位系统由静叶可调轴流压缩机的机构可知，各级静叶调节机构安装在同一个调节缸上，当调节缸沿轴向带动调节机构运动时，静叶曲柄滑块在调节机构环槽内沿圆周方向滑动，从而引起静叶绕支杆中心转动一定的角度。图6—3给出了静叶定位系统的联接示意图。第50页/共91页位置控制器的设定值信号来自流量调节器的输出，其实际值为由位移传感器测得的静叶位移信号，经位移变送器变换成标准的电信号送给控制器与设定值相比较，其差值经控制器比例放大后送给伺服阀。压缩机正常工作时，有伺服阀控制的液压油同时送给压缩机左右侧两个油缸（伺服作动器），油缸活塞同步驱动压缩机调节缸沿轴向做往复运动，实现调节静叶角度、改变出口流量的目的。1、伺服作动器（俗称液压马达或动力油缸）伺服作动器在压缩机两侧各安装一个，同步联动，共同驱动调节缸做轴向往复运动。它们由12MPa液压油驱动，而液压油的流量与电液伺服阀ZV—021的控制电流成正比，其方向与控制电流的极性有关。2、电液伺服阀它的作用是将电的控制信号转换成液压控制信号，所以又称为电液转换器。它是一种新型调节原件，是在四十年代适应航空工业的需要而发展起来的，现已广泛应用与电液控制系统。由于美国MOOG公司以其生产的伺服阀性能优良而称著于世，所以常常称电液伺服阀为“莫哥”（MOOG）阀。电液伺服阀从原理上讲，是带有放大作用的三位四通电液转换控制阀。图6—4是MOOG76系列伺服阀结构原理图，同时也表明了与伺服作动器的联接关系。从工作原理上分析，电液伺服阀可以分成点转矩马达和液压放大两部分，点转矩马达的作用是将电的信号转换成机构位移信号；液压放大部分又分成两级：第一级是双喷嘴挡板式液压放大器，第二级是四通滑阀功率放大器。第51页/共91页可极化的点转矩马达由两个线圈、电枢缺心（衔铁）和上、下两个极板组成。力矩马达的工作原理可用图6—5解释。磁体1由永久磁铁2的磁化而形成N极和S极。其极性是不变的，当电流Ⅰ通过衔铁4上的电枢线圈3时衔铁将被磁化，一端呈N极，而另一端为S极，它们将分别为导磁体的N极和S极所排斥和吸引。这样在衔铁上就产生了一个转动力矩，使衔铁绕支轴5有一角位移，衔铁的角位移带动伺服阀，经液压放大后得到液压输出信号。衔铁的转动方向与电流极性有关，而角位移的大小与电流值成正比。在电液伺服阀中衔铁与第一级液压放大器的挡板形成一组件，由一弹性管件（具有弹性的薄壁圆管）支撑，该弹性管同时在电磁单元和液压单元之间起密封隔离作用，在弹性管两侧各有一组电枢线圈，衔铁伸到上下两个极板之间缝隙中形成四个对称气隙。严格固定在衔铁中间位置的挡板穿过弹性管并通过两个喷嘴之间，与喷嘴顶部分成两个节流孔。如线圈中无控制电流流过时，衔铁处于平衡位置，挡板也处于喷嘴正中，两个节流孔面积相等。假设控制电流使衔铁的左端为N极，右端为S极，则衔铁受极板磁极的吸引和排斥作用作顺时针方向偏转，挡板就会在其带动下偏离正中位置而向左侧偏转结果使左侧喷嘴孔流通面积减小，右侧流通面积增大。12.0MPa的压力油经“压力油孔”进入伺服阀，经过滤网和左右侧节流孔分别到达滑阀的左右侧面，然后再分别由左右喷嘴经“回油孔”排出。当挡板处于正中位置时，由于两个喷嘴排油面积大小相等，所以滑阀两侧的压力大小相同，方向相反，从而滑阀处于中间平衡位置。当左侧喷嘴排油面积小时，滑阀左侧面压力升高，而右侧喷嘴面积增大时，滑阀右侧面压力降低。形成的油压差将推动滑阀向右移动。四通滑阀形成了第二级功率放大。滑阀的右移使a油口打开，b油口关闭，压力油由a油口经伺服阀A出口流入伺服油缸的活塞杆侧，推动油缸活塞向左移动，与此同时，b油口关闭，c油口打开，油缸活塞左侧的油经第52页/共91页伺服阀B出口由c油口排出。油口的大小决定于滑阀的位移量，归根结底，取决于抗制电流的大小。而油口的大小直接控制了进入油缸的流量，流量的大小又决定了油缸活塞的移动速度。另外，当电流方向相反时，按照同样的分析方法可知，伺服滑阀及油缸活塞的位移方向恰好与上述位移方向相反。这样，我们可以得到一个重要结论：一定极性的控制电流将是电流伺服阀滑阀产生一定的位移，使油缸活塞按一定的速度移动；滑阀的位移量和活塞移动速度与控制电流大小成正比，两者的移动方向与电流极性相对应。应该注意弹性反馈杆在上述过程中所起的作用。悬臂式的弹性反馈杆上端固定在挡板上，下端嵌入四通滑阀阀芯正中央槽内。滑阀的位移使反馈杆产生弹性变形，由此对衔铁挡板组件有一反馈力，反馈力矩的方向与组件的扭力矩相反，当两者大小相平衡时，衔铁挡板组件静止不动，滑阀也停止位移，使各油口开度保持不变。由于MOOG阀对动力油的洁净度要求较高，现一般改用美国PARK公司的BD15阀，其原理基本与MOOG阀相同。3、位移传感器和变送器传感器的类型很多，但所起的作用都将作动器活塞的位移信号转换成成比例的电信号送给控制系统。吉林、抚顺和荆门等轴流压缩机上配置的位移传感器为非接触电涡流式位移传感器，其外形及安装示意图见图6—6.电涡流式传感器是根据高频涡流原理制成，它与位移控制器配套使用。第53页/共91页辽宁阜新传感厂生产的FX71型直流位移传感器属于差动变压器式，它把振荡器、差动变送器，相敏解调器等元件均封装在不导磁、不锈钢材料制成的可体内。因供电电流为直流，故称直流传感器，其测量范围有±10、±25……±500mm等10种规格，线性误差不大于1%。差动变压器式位移传感器的详细结构原理请参考制造厂家资料，不再详述。位移变送器的作用是将传感器测得的微弱交变电压信号解调放大成标准的直流电流信号输出给位移控制器。现在我厂配套的静叶位置变送器部分XE021、XT021已改由美国FISHER公司的两线制变送器4211代替，这样结构更合理，现场安装调试也方便。图6—7给出了与电涡流式位移传感器相配套的ICD101型变送器的原理方框图。4、静叶定位系统的控制原理位置控制器接受流量调节器FIC—021的输出作为其设定值，其实际值来自位移变送器的输出。稳定时，两者差值为零，位置控制值输出亦为零，因而伺服阀没有输入控制电流，这时伺服作动器及静叶保持第54页/共91页静止。假设控制器设定值增大（要求流量增加），则输出偏差为正，经比例放大后输出正值电流信号送给伺服阀，这时伺服阀将成比例的输出高压油给油缸的活塞杆侧(见图6—3)，活塞向静叶开打方向移动，使静叶开大，同时位移变送器XT—021的反馈信号随之增大，当增大到与设定值相等时，控制器输出为零，伺服阀回归到平衡位置，活塞及静叶将停留在与增大后的设定值相对应的新的位置。三、流量控制系统1、流量测量压缩机输出介质流量由文丘里管测量，他测得的差压信号∆P经差压变送器PaT—021送给函数计算器，经计算得出流量值：F=K√∆P式中K是由文丘里管几何形状所决定的设计点（P0，T0）的流量系数。然而，在实际测量时。管道介质工况往往偏离设计点，是测量产生较大的误差，所以要对上计算式按下式进行校正：F=K√∆P√PTT0P0式中P0、T0为设计点的压力、温度值；P、T为实际压力、温度值；单位：P0、P为kg/cm2,或bar（绝压）；T0，T为绝对温度K；∆P：毫米水柱mmH2OF：Nm3/min或Nm3/h与系数K有关。因此，为了进行校正，需同时测得管道中介质的压力、温度值如图6—1所示。温度、压力的测量点应在文丘里管前，而且为了保证测量的精确，应注意文丘里管前后的直管段和压力、温度测量点位置应符合规范要求。2、流量调节器FIC—021流量调节器的实际值来自实际流量检测计算值，与流量值相比较，其差值经比例—积分运算后送给静叶定位控制器。在流量调节整定时，除按控制要求设定它的比例系数和积分时间常数，还需注意调节器的流量设定值与它的输出值、静叶开度值、实际流量值的相互对应关系问题。这是因为：当静叶角度α0时实际流量不为零；另外，为了在静叶有效调节范围α1～αmax之间控制压缩机输出流量，不但要求流量调节器的输出范围第55页/共91页0～100%与静叶有效范围相对应，同时也希望流量设定值的给定范围0～100%与此也对应，但实际流量0～100%与静叶角度的对应范围却为α1～αmax，与流量设定值范围不一致。由此看来，简单的将流量检测计算值作为流量调节器的实际值，其输出与静叶定位系数之间将难于配合。解决办法有两种：将差压变送器进行零点迁移；将来自流量检测计算值进行零点迁移。用第二种方法较好。因为这样做不影响流量实际的现实，而且可以在单回路调节器（或DCS/PLC）内进行。第二节防喘振控制系统喘振是透平压缩机械的一种固有特性，尤其是轴流压缩机，喘振所造成的危害更为严重，为了防止压缩机接近喘振点运行，所以必须设置可靠的防喘振保护系统。一、喘振的机理图6—8是轴流压缩机的特性曲线，其中曲线（1）为管网阻力线，当静叶开度为xi时，与特性曲线xi的交点A就是压缩机此时稳定工况点。如果静叶开度xi不变而管网阻力增加，则工况点会沿曲线xi上移，当超过某点B点，就会发现压缩机输出流量和排气压力出现紊乱，发出如同哮喘病人“喘气”般的声响，机器发生振动，所以形象的称为“喘振”。B点称为临界喘振点。显然，在不同的静叶开度下重复上述过程，都存在这样一个临界点。将所有喘振点联起来形成的曲线，称为喘振线，喘振线以上的区域称为“喘振区”。压缩机只允许在喘振线以下的区域运行。喘振形成的原因是很复杂的。简单说明如下：但进气量过小时，在叶片凸面侧将出现气流分离现象，当气流分离现象严重时，造成压缩机排气压力降低，如果管网容量较大，压力较高，则管网压力大于排气压力，使压缩机排气压力更加减小，加剧气流分离现象，连锁反应的结果，会使压缩机流量为零，甚至为负（管网向压缩机倒流），但管网压力不是维持不变的，随着管网向工艺管线排气，它的压力也在下降，当下降到低于压缩机排气压力时（因压缩机仍在旋转，产生压力），压缩机又会向管网排气，是管网压力回升，如果管网阻力线不变，仍是曲线（2），则又会周而复始的重复上述循环，形成气流的忽小忽大，忽进第56页/共91页忽出的“喘振”。二、组成防喘振系统的原则由喘振形成过程可以看出，在一定的排气压力下，防止压缩机流量过小，就能避免喘振。然而，工艺管网阻力线是一定的，所以在工厂实际应用中经常采用“机后放空法”来增大压缩机流量。它的基本原理可由图6—9解释。设压缩机实际恒流量F0输出，当排气压力升高超过喘振线时（如B点），则自动增大压缩机的排气量为Fc（静叶开度相应为x3），工作点移到了C点，即喘振线以下的区域。为了保证工艺所需的流量仍为F0，可将多余的流量Fc−F0从机后放空，如图6—10所示。由此看来，为了实现放空防喘振要求，控制系统起码应具备以下的基本条件：1、系统能按所控制的轴流压缩机的特性曲线，预先给出防喘振曲线（放空线）。喘振线的理论计算和实际喘振线的检测都难于准确，所以为了安全起见，实用中往往在喘振线之前设一道“防线”，称为防喘振线，或放空线。两线之间留5～10%的安全裕量。2、应测出实际运行工况点，并判断所处的位置：如果在放空线以下，放空阀关闭，如果在放空线以上，应打开。3、压缩机出口应设放空管线和放空阀，主放空阀既要具备良好的调节性能，又要在紧急情况下能快速全开。同时泄漏量要小。4、为了减少放空所造成的浪费，放空阀在进行放空消除喘振时开度应尽可能的小，如图6—11所示，当阻力线为②，工况点B处于喘振区，放空阀如开度较大，使压缩机运行工况点在D，则放空量为∆FD=FD−F0，如果开度恰好使工况点落在与放空线相交的C点，则放空量仅有∆FC=Fc−F0，显然∆FC<∆FD。三、常用的防喘振控制方案按照上述基本原则，可以组成各种各类型的控制方案，下面概要介绍几种：1、∆P1=f(P2)图6—12是它的控制流程图。该方案的特点是：出口压力P2的计算函数作为放空线，而压缩机的实际运行工况点由喉部第57页/共91页压差∆P1（正比于压缩机流量F）表征。当实际流量大于F（P2）时，说明压缩机处于正常工作范围运行，防喘振系统不发生作用（放空阀关闭）；当实际流量小于F（P2）时，压缩机运行工况点处于喘振区，放空阀应打开适当角度，进行防喘振调节（如图6—13）。此方案适合于压缩机入口温度变化较大，且压缩机的喘振曲线较陡的情况。2、∆P2=f(∆P1)该方案与方案1不同之处在于：它的放空线是正比于流量F的喉部压差∆P1的计算函数F（∆P1），而出口压力P2作为实际运行工况点。它的控制流程同于图6—12。此方案适合于压缩机的喘振曲线较平坦的情况。3、∆P1P2=f(x)或∆P1P2−P1=f(x)该方案的特点是防喘振调节器的设定值来自静叶位置信号X的计算函数，而实际值是喉部压差信号∆P1与出口压力P2（或出口压力P2与入口压力P1只差）的比值。图6-14是此方案的控制流程图。四、防喘振控制的特殊功能由于轴流压缩机对防喘振控制保护要求高。所以仅仅设置传统的P+I调节功能已不够。我们在学习苏尔寿的技术基础上，用国内现有的可以编程的单回路调节器已经实现了以下特殊功能（见图6—15）。第58页/共91页——放空线防喘振线函数f(x)；——放空线的移动与复位；——非线性控制；——防积分饱和；——自动/手动选择与自动优先；——放空阀的快开慢关控制；——控制回路闭锁与放空阀紧急放空。由于设置了以上功能，使防喘振控制动作迅速，安全可靠。例如“放空线移动的”作用是：如果运行工况点超过放空线一次（即接近喘振工况）则放空线自动前移1%从而增大安全裕度（最多可前移5次）。但用“复位按钮”还可以使放空线回复到原位置。第四节主风机的逆流保护逆流，是轴流压缩机最危险的工况，形成逆流的原因有两方面，一是喘振状态的进一步发展。在第二章第三节分析喘振的形成机理时说过喘振的本质是叶片凸面侧的气流分离现象，整周叶片气流分第59页/共91页离结果会造成压缩机的排气量和排气压力急剧下降，如果管网容量较大，管网压力不会随之下降，因而形成管网压力大于压缩机排气压力，使压缩机排气量由正经零到负，即管网的气体向压缩机本体内倒流。所以说逆流是喘振状态的进一步发展。第二方面原因是工艺系统事故使再生器压力骤然升高，形成气流向主风机的倒流，这样的事故造成主风机损坏的例子在国内催化机组中已有过几例。由此可见，防止逆流的措施应从两方面着手：第一，是加强防喘振保护，阻止喘振状态的进一步升级，第二，是阻止出口介质的倒流。目前主风机的出口管线几乎无例外的都装有单向逆止阀，它的作用就是阻止介质的倒流，逆止阀采用了偏心蝶形阀板，并配有平衡重锤，风机排压为零时，依靠平衡重锤和阀板的偏心作用使阀板能自然关闭，正常运行时，利用正向的气流作用将其打开，另外该阀还装有带电磁阀的气动执行机构，一旦需要关闭时，连锁信号可使其强行快速关闭。为了加强防喘振保护，设置了放逆流保护系统作为喘振系统的后备保护，图6—16是放逆流保护系统构成图。Pds—021是差压开关，测得的是压缩机喉部压差（与差压变送器PdT—021并联在一起）。当流量正常时（差压值大于整定值），接点打开，当流量较小，差压值低于整定值时，接点闭合信号送入逆流保护系统。图6—17是该系统的逻辑方框图。有该图可以看出：放逆流系统由“三级”保护构成：——第一级：有逆流信号出现（不论持续时间长短），在发出“喘振”声光报警的同时，计数器记下一次“喘振”（这实际上是应由防喘振调节系统起保护调节作用）。——第二级：若逆流信号持续T1秒钟；或在T2时间内又出现第二个逆流信号，则使机组进入“自保运行方式”，并有“逆流”声光报警。——第三级：在进入“自保”后的T3秒内若逆流信号仍不消失，则进入“紧急停机”状态。根据我们在现场多次遇到过的情况，第60页/共91页除非放空阀不能立即打开（故障），在进入第二级时，系统能非常可靠迅速将放空阀紧急全开，从而消除喘振，不致引起停机。需要说明的几个问题：（1）由放逆流的动作原理可看出，放逆流是监控保护系统，而不是调节系统，它实质上是防喘振的后备保护，只有当防喘振保护无效时才发挥作用。为此在设置该系时应与防喘振系统分开（例如有单独的差压开关取出零流量信号，而不应与其共用差压变送器）。(2)由防逆流的动作后果来看，引起的后果是严重的：轻则“自保运行”（实质对工艺来讲，相当于停机），重则紧急停机，但它的保护作用又是极为重要的。因此对该系统的根本要求是准确可靠。在系统设计和调正时应注意：第一、后部压差的整定值。所谓“零流量信号”，并不能也不必要“真正”零流量的信号。一般该整定值可取静叶关闭的喉部所具有的压差值。该值整定太大，有利于保护主风机，但易造成误动作对工艺生产不利；太小，不易起到对主风机的逆流保护。实际整定值可在机组调试时反复调正而定。第二、时间参数的整定值太小，易造成误动作影响工艺生产；太大，系统灵敏度降低，不易及时有效防止逆流和停风机保护机组安全。时间参数的整定范围：T1：2～4秒；T2：20秒左右T3：4～8秒。（3）逻辑方框图中“α>αmin”（也可用“转速达到额定值”）“与”信号的作用是使该“防逆流”保护只有在静叶角度达到最小工作角（或转速达到额定转速值）时才能起作用。第七章轴流压缩机组的成套设计第一节陕鼓轴流压缩机组的特点一、流量调节范围宽众所周知，透平式压缩机的基本调节方式有三种：进出口节流、变转速、变静叶角度。其中，以变静叶角度方式调节时流量调节范围最宽。离心式压缩机由于工作原理和结构上的原因气流量调节范围比较小，第61页/共91页采用全静叶机可调的轴流式压缩机是目前调节范围最宽的透平压缩机。在苏尔寿早期的轴流压缩机组中其最小静叶工作角度只能到三十多度，如在关静叶就会进入失速区，我国七十年代引进的几套苏尔寿VSA90轴流压缩机组就是如此。到八十年代后苏尔寿已将最小静叶角度降到启动角十四度，最小工作角二十二度，调节范围比以前增大了很多。现在陕鼓轴流压缩机的静叶开度范围为十四度到四十八度，流量范围大于百分之七十到百分之一百一十，完全可以覆盖高炉所要求的A、B、C、D、E五个工况点。（A：夏季高压操作；B：夏季常压操作；C：冬季常压操作：D：冬季高压操作；E：年平均高压操作）。二、效率高通常，在同等条件下轴流压缩机的效率要高于离心压缩机5～10%，这一点已得到大家的认可。但全静叶可调式轴流压缩机不仅仅是在设计点上比离心式压缩机效率高，而是在整个流量范围内都有较高的效率，这一点不仅是离心式压缩机无法与之相比的，就是采用部分静叶可调的轴流压缩机也是无法相比。另外，当压缩机的流量范围较窄而不能覆盖工况点D（最小流量）时，运行过程中就不得不采用放空操作，这时就出现了附加能耗。值得注意的是，这种情况在一些工厂仍然存在。因此，陕鼓轴流压缩机的效率高不仅仅是设计点效率高，而是运行效率比其他压缩机高得更多，这对作为能耗大户的高炉鼓风机和催化主风机来说，其节能效果是非常可观的。三、调节速度快、精度高无论汽动机组还是电动机组，陕鼓轴流压缩机均采用、定转速操作。由于采用了电液伺服阀马达来控制静叶，不但调节速度快，而且调节精度高。四、调节与监测保护系统完善轴流压缩机组的自动控制系统中设置了完善的调节与监测保护系统。如：设置了等压力与等流量调节系统；对防喘振系统采用了防喘振调节和逆流保护多重的保护；各种的画面为操作人员提供了掌握机组动态的有力帮助等。这都使得机组运行更加可靠，机组操作更加简便。五、连续工作时间长机组成套设计中充分考虑了催化生产和高炉炼铁要求连续运行这一特点。因此，成熟的系统设计、优质的设备硬件再加上完善的自动控制系统使得陕鼓轴流压缩机组能够稳定的长期运行。并且设备维护量很小。第二节机组的成套范围和配套水平一、成套范围第62页/共91页一般交付用户投运前要经历设计、制造（或供货）和安装调试三个阶段，陕鼓除能向用户提供机组成套设计外，还能向用户提供机组的成套供货和成套机组的安装和调试。对于一般的高炉用和催化用轴流压缩机组，陕鼓成套范围大致如下：1、成套设计机组的总成设计，负责匹配机组内各系统的设计参数、各有关单位之间的技术协调向设计院和用户提供包括土建设计所需资料在内的图纸和机组总成说明书等技术资料。2、成套供货常用的成套设备如下：主机：轴流压缩机驱动机：电动机、汽轮机、烟气透平、尾气透平。辅机：齿轮箱、联轴器、润滑系统、液压系统、消声器、空气过滤器、阀门、管路系统、底座。控制系统：自控系统、电控系统。3、成套机组的安装和调试从施工方案的编制、试车方案的编制到设备到现场后的点验、设备的安装、试车的组织和实施。二、附属设备的配套水平为了满足装置生产风量变换频繁，风压变化范围大，要求风量、风压的调节快速、稳定、连续工作时间长等特点，保证轴流压缩机组在装置正常的工况下及故障工况下都能平稳的工作，除主机性能可靠外，其它各辅机及各辅助系统均要采用性能可靠质量稳定的产品。1、电动机机组中用过多家产品，如上电、兰电、东电，还有国外厂家的电机如：德国西门子、瑞士ABB公司等。陕鼓轴流压缩机转子采用等直径整锻实心转子，其转动惯量较大，普通的电机已不能满足机组的启动要求，为此，需要电动机具有大启动力矩，小的启动电流，满足启动要求。大启动力矩电机主要特点：拖动惯量大，为IEC标准的8倍，NEMA标准的4倍。启动的电流小，国标为6.5±20%倍，该电机为4.2倍。轴承外壁有一层绝缘层，可防止轴电流的产生。上水冷，冷却器下设有承漏盘，接凝结水，并设有漏水报警器。2、汽轮机机组中曾采用过杭汽、哈汽、德国西门子的汽机，对各家的汽机都较熟悉，其中杭州汽轮机厂采用西门子技术设计和制造的汽轮机是国内工业汽轮机中最好的，陕鼓设计的汽拖周六压缩机中常采用杭汽的汽第63页/共91页轮机，其主要特点如下：——积木块式结构设计，可方便组合成不同的机型。——整锻实心刚性转子，不仅强度方面有做够的安全裕度，而且通过振动计算和高速动平衡来保证运转的稳定性。——调节级叶片为冲击式，中间级叶片为反动式，最末几级为扭曲叶片。——采用喷嘴调节法调节进汽量。——调节系统可根据用户要求配置成全液压式的，也可配置成电子—液压式。径向轴承采用可倾瓦轴承式椭圆轴承，推力轴承采用金斯贝雷轴承。3、齿轮箱为轴流压缩机组配套的齿轮箱有国内的，如南高齿，郑州机械研究所，重庆齿轮箱厂。也有国外的，如：瑞士MAAG、德国BHS、美国辛辛拉提等。国产齿轮箱主要技术特点如下：——周速可达150m/s；——速比可到8，高速轴转速可达20000r/min；——硬齿面、齿面渗碳或氮化处理后磨齿、齿型和齿向修形；——齿轮精度JB179—4级（相当于ISO4级）；——四油楔轴承；——焊接箱体；4、润滑系统润滑系统是采用苏尔寿技术，参照API614标准设计的，供机组中所有润滑点用油，当轴流压缩机由汽轮机驱动时，还要供汽轮机调速系统用油。主机选用较大机型时（AV71以上）系统中还要设转子顶升油泵，供顶升转子用油。两台油泵采用三螺杆油泵，一主、一备，可在运行中切换。主油泵可以用电机驱动也可用小汽机驱动，备泵用电机驱动。双联冷油器和双联滤油器，一侧工作，一侧备用，可在运行中完成向备用侧的充油排气和切换。润滑油过滤精度为20μm，调节油过滤精度为10μm。柱塞式顶升油泵，工作压力为80MPa。润滑油压力和调节有压力通过自励式调节阀调节，保证机旁润滑油压力在1.5¯(G),调节油压力7.5¯(G)。油站中所有设备可全部安装在一块公用底盘上，对大型油站，设备可分几块布置。第64页/共91页采用高位油箱或直流泵或交流泵作为系统的事故油源。5、液压系统采用苏尔寿技术设计的电业伺服系统用于调节轴流压缩机静叶角度。其输出力大，响应速度快，控制精度高。系统工作压力为12MPa。过滤精度为5μm。伺服马达（伺服油缸）的活塞杆两头为球轴承式连接，能吸收压缩机热态下的横向位移。采用美国Park公司BD系列型电液伺服阀。或国产射流管式电液伺服阀。两台泵采用恒压变量式轴向柱塞泵，能随系统用油量的变化而输出相应的油量。恒压变量泵可采用邵阳液压件厂生产的泵，也可采用Park公司生产的泵。采用蓄能器作为系统的事故油源。伺服控制器安装在控制室内的仪表盘上，伺服马达安装在轴流压缩机机壳侧面，其余所有元件均集中安装在一公用底盘上。除向本系统供油外，还可向其它液压设备供油（如液压式放空阀）。6、消声器在周六压缩机的入口、出口和放空管道上各放置一台消声器。采用阻性消声器技术设计，其消声效果好，气流再生性噪音小，阻损低，可是排除压缩机进入工艺管网的气体噪音降低，减少环境污染。7、阀门放空阀采用Fisher、Koso、Neles等公司的调节蝶阀，起执行机构可采用气动执行机构，也可采用液动执行机构，阀的快开时间均小于2秒。止回阀具有随动开，逆流时自动关闭和强制关功能。8、联轴器常用的联轴器有以下三种：——鼓形齿式联轴器，其齿型为鼓形齿，其承载能力较直齿提高20%以上，允许的角位移提高30倍，该种联轴器目前较少采用。——膜片式联轴器，该膜片为一组薄不锈钢片，能吸收轴向位移和角向位移，不需油润滑和冷却。该种联轴器目前普遍使用。——刚性联轴器为按苏尔寿技术设计，能吸收少量的角位移，在运行中相当于一种柔性轴，相连的两台机器只需用一个推力轴承。该种联轴器在多机组应用较多，如硝酸四合一机组。9、自控系统采用苏尔寿对轴流压缩机组的自动控制思想，并有所发展，对防喘振等重要调节与保护系统有独特的第65页/共91页设计技术。对机组的控制可根据用户的要求，设计成PLC或DCS自动控制系统。第三节为机组成套所做的工作一、设计协调一个成套机组的设计过程中往往涉及到许多个单位和许多个专业，每个单位和专业都有自己的设计风格和习惯，并且都有自己的计划进度安排。因此划清各自的设计范围，衔接各专业之间的接口，避免重复工作或漏洞，保证各专业技术资料传递的正确性和全面性，协调各单位、各专业的设计工作按计划进行，是保证工程质量与工程进度的第一步。陕鼓在这方面积累了大量经验，并与各设计院和各设备生产厂建立了紧密的联系，使设计协调工作能够顺利的进行。二、技术资料的提供通过多年的成套设计，陕鼓在与设计院和用户的技术协调中全面了解了其所需技术资料的内容和深度。所以，提供的资料使设计院感到设计上的衔接非常容易，使用户感到对机组的工作原理、安装调试与操作维护方法了解的非常细致和全面三、机组各设备选型与参数的匹配相同的设备往往有许多的厂家都生产，对其进行技术、性能、产品质量、价格方面的比较，匹配各设备的参数，使机组的整体性能更高是成套机组的关键。经过二十余年的成套设计工作，陕鼓对与轴流压缩机组有关的设备及其制造厂家有了更深入的了解。经常与有关设备的生产厂进行技术交流，了解有关设备的性能、特点、操作与维护等。同时向它们介绍轴流压缩机组的工作特点，协助它们对产品进行改进，使其与轴流压缩机的匹配性能更好。四、总体布置机组的常规布置形式见附图图7-1：催化三机组曲布置图图7-2：催化三机组曲流程图图7-3：汽动高炉鼓风机典型布置图图7-4：汽动高炉鼓风机典型流程图对于新建项目中的轴流压缩机组来说，总体布置相对容易一些，对一些改造项目由于场地、厂房等条件的限制，就比较困难一些。陕鼓总能千方百计，想方设法满足用户的要求。五、机组的轴系设计与轴系计算轴流压缩机组属于高速运转透平机械，大型的轴流压缩机不但功率较大且轴系长达十余米，因此其轴第66页/共91页系设计的好坏关系到机组的成败。高速透平的转子在设计时均要考虑其临界转速，因此转子的临界转速计算是每个高速转子设计必须进行的项目。在以前的机组轴系设计时，只要求各转子的临界转速在安全区域内即可。对于由各转子连接而成的轴系，只要求其连接可靠即可。实际上当各转子连成轴系后就会产生洲际的临界转速，此轴系的临界转速值将会与各转子的临界转速不同。就有可能落入不安全区域内。自引进苏尔寿技术后立即将其中的轴系设计与轴系计算技术应用与机组的成套设计中，至今已应用的相当成熟。当机组的轴系扭振转速计算后，有可能发现其已落入不安全区域，这是就必须调整，往往由于各转子结构限制，不得在转子上坐调整，这样就只能在连器上做调整。某个单独转子本身由于结构上的原因自身临界转速不能落入安全区域内，又能自身调整，也可通过选配联轴器形式，并在其上做调整，来使其临界装速落入安全区域内。因此，连轴器的选用就显得非常关键。对各种连轴器的应用我们做了大量的研究工作，积累了丰富的经验。六、技术服务与安装调试在长期的生产运行中的用户对压缩机组的操作和维护积累了丰富的经验，但随着新工艺、新技术、新结构的应用使得成套机组越来越复杂。当用户定购了一套新机组后，对新机组的工作原理、安装与调试、操作与维护都比较陌生，为了能顺利地投运新机组也会进行调研，但由于各种条件的差异，很难对新机组有系统的、全面的、深入的、透彻的了解，因此用户希望得到个制造厂的帮助，特别希望得到总成单位的第67页/共91页帮助。在长期的工作实践中深深地体会到了用户在这方面的需求，因此一直在为用户提供着全面的技术服务。从技术交底到技术培训、从设备安装到机组调试，都会组织个制造厂技术人员到用户现场进行技术服务。第68页/共91页第69页/共91页由于技术服务的及时和周到，使安装调试中出现的得到及时的解决，保证了施工进度。并能根据问题的原因制定防范的措施作为以后用户编制操作手册的依据。从而使用户能随着机组安装调试的进行逐渐熟悉机组的性能和掌握机组的操作，当机组的安装调试工作完成后移交到用户生产部门时，用户的操作人员已能熟练的操作和维护机组了。第八章轴流压缩机组的安装调试不同行业所使用的轴流压缩机机组构成各不相同：用于石油行业催化裂化三机组时，机组构成比较庞大，最常用的是由电动机或汽轮机、齿轮增速器、轴流压缩机，烟气轮机组成。而用于冶金行业高炉鼓风机时，机组构成比较简单，一般由电动机或汽轮机、齿轮增速器、轴流压缩机组成。机组构成不同安装调试方案侧重点也不同。尤其是近几年，针对客户不同需求进行成套设计的机组更加人性化，比如大型机组相继采用联合底座，实现无垫铁调整，使客户安装起来更加便捷。这些不同的机组构成，由于具有针对性的成套设计，使得机组的安装调试模式、调试标准并不统一。第70页/共91页第一节轴流压缩机组安装调试概述轴流压缩机组的安装调试是将轴流压缩机及其配套设备安装在设计位置上，对其进行清洗、调整、试运转，使其具备投产或使用条件的施工过程。轴流压缩机组的安装是一个极精细又复杂的施工过程。要求施工人员技术知识广博、实践经验丰富、操作水平过硬，具有高度重视安装工程质量的意识。一、机组安装后应达到的技术质量水平一般来说应达到下列要求：1、机组个机器牢固而不变形地固定在设计的空间位置上。牢固而不变形是指地脚螺栓完全紧固，机器在紧固过程中不产生变形，从而保证不丧失精度。以增速器为例，齿轮副对轴线的交叉度特别敏感，几丝的微小变形即可严重影响齿轮啮合位置。2、调整机器使之符合出厂的检验要求。制造厂装配好的机器，由于受长途运输、长期放置、自然时效等因素的影响，到用户安装时的状态与生产时比较会有所变化，所以现场安装时必须重新调整，轴流压缩机组通常要检查、调整的项目有：清洁度、间隙值、跳动值、密封性以及齿轮啮合带等等。3、连接各机器单元，使机组个转子的轴心线，在运转中形成光滑、连续的曲线。机组运行时由于受热膨胀力、齿轮啮合力、油膜承载力等因素的影响，转子的空间位置将发生变化。在冷态调整转子的位置时预留出这些变化空间，以便热态运行时机组各转子的轴心连线是光滑、连续的曲线，这一过程称为找正。找正是安装的重要环节，一般按各制造厂说明书的规定进行。4、机组和管道的热膨胀不得影响机组的正常运行压缩机运行起来后，机壳和管道的温度要发生比较大的变化。一般情况下，出风温度要升至150～200℃左右。所以管道的热膨胀量是相当大的，这个问题处理不好往往影响机器正常运行。5、在规定的连续运行时间内运转正常、安全可靠、性能满足用户要求。二、机组安装调试的过程一般情况下，轴流压缩机组安装遵循如下工艺流程：基础验收——基础放线——埋设平垫板——底座就位——各单机就位及初找正——配管——精找正——油系统清洗——机组单元试车——机组试车。第二节施工前的准备工作一、组织及技术准备第71页/共91页轴流压缩机组转速高、功率大，属于大型设备，应选择有丰富经验的施工队伍负责安装工程。安装前还需成立一个组织领导机构，负责制定整个施工过程的管理网络计划，协调施工中出现的各种问题。机械工程师负责组织施工，确定施工中所需的工种如：钳工、焊工、起重工等并由他们构成施工队伍。机械工程师及施工中的主要人员——钳工必须充分熟悉机组构成和运行原理，熟悉包括个单机在内的技术图纸、说明书等文件。分析掌握各单机的构造和安装要求。另外还要了解有关行业的施工和验收规范。在这些基础上由机械工程师做施工前的技术准备，制定出施工工艺规程，进行安装设计，包括绘制机组安装图，计算垫铁数量，绘制垫铁布置图，制作施工记录表，以及交工记录表。附表一现场施工消耗材料及工卡量具名称规格数量备注水泥625¿2t垫铁灌浆用石子粒度4～8mm2t沙子粒度2～3mm2t干净河沙汽油若干零部件清洗煤油若干白棉布30m擦洗用M0S2粉若干防粘和剂块规1套水平仪2只框式或合像水准仪水准仪1架土建用水准仪钢板尺1m1只钢卷尺10～20m1只放线用千分表4只磁力表架4架外径千分尺0～251只外径千分尺125～1501只万能角度尺1只测量静叶角度钳工平尺1只钳工刮刀1把螺旋千斤顶2～5t1只梅花扳手1套呆头扳手1套第72页/共91页内六方扳手1套油光锉刀2把油石若干铅丝Ф0.3，Ф0.5，Ф1.5各1卷压间隙用钢丝Ф1～Ф250m手锤2把钳工手锤密封胶50ml2管耐温～300℃密封剂二、现场能力的准备施工现场必须准备与设备吨位相当的起重设施，如：天车、叉车、手拉葫芦。以及一些特殊的起吊工装如：转子吊具、齿轮吊具、配对钢丝绳、精密转子起吊所用的尼龙吊索。一般来说，关键设备的转子都需要专用吊具。轴流压缩机出厂已经配备专用吊具，并附有压缩机拆装示意图。施工前要阅读示意图，按照图示装拆顺序进行安装。同时检查其它设备转子，无随机专用吊具时应充分考虑转子机构，寻找代用吊具，必要时现场制作专用吊具，以确保设备及人身安全。现场应具备水、电、气源。水源可以是自来水源。电源是指施工中用到的动力电源，如：380V，220V交流电源。气源是指施工中所需的氧气、乙炔气和压缩空气。施工前应准备好施工中所用到的工、卡、量具以及一些常用的消耗材料。（见附表一）三、垫铁的准备垫铁的作用是将机器的动、静载荷传递到基础上。为了使机器安装稳固，运行安全可靠，对于用来支撑机器的垫铁要求很严格。一般有两方面的要求：首先垫铁要有一定的几何精度，垫铁的周边经刨铣加工而成，工作面精刨或磨削加工。另一方面要认真计算垫铁的面积及数量。1、垫铁的计算我们知道作用在物体表面应力的大小取决于作用力和受力面积：σ——应力N/cm2；P——压力N；S——cm2σ=PS对于垫铁组，机器底座与垫铁之间、垫铁与垫铁之间都是钢铁，其表面的许用应力较大，而垫铁与水泥基础之间的许用应力要小于水泥基础表面许用接触应力。比如用500#水泥按一定配方配出的混凝土强度3000N/cm2。垫铁面积按如下公式计算：A=Q1+Q2R·CA=Z·F第73页/共91页A——垫铁面积cm2；C——安全系数（一般1.5～3）；Q1——静动载荷之和（垂直方向）Ｎ；Q2——地脚螺栓预紧力（一般按屈服强度考虑）N；R——混凝土的抗压强度N/cm2；Z——垫铁组数；K——垫铁有效面积系数（0.65～0.85）；F——每组垫铁面积cm2。将机组的参数代入上述公式即可计算出机组所要求的垫铁总面积，分解成若干组垫铁。计算出垫铁的大小。垫铁的布置原则：a.每个地脚螺栓两边需要有两组垫铁，而且要尽量靠近地脚螺栓。这里考虑两组垫铁是保证不会因螺栓紧力使底座变形。而靠近是不致螺栓紧力将底座损坏。b.无地脚螺栓的地方可以考虑垫铁间距300～400mm。2、基础验收用于三机组安装的基础是在设备就位前就已施工结束，且充分凝固，并具有一定的承载能力。由于基础土建工作的施工一般比较粗糙，或者由于混凝土胀箱变形等原因，或多或少都存在一定的尺寸误差，所以施工前不到要对混凝土的强度进行验收，而且要认真进行基础尺寸检验。对混凝土强度的检验，参照《石油化工设备基础及验收规范》（SHJ510）执行，应由产品用户委托有关专家进行。对基础尺寸的检验，机组施工方面，主要检查机组表面的标高，特别是各单机底座的相对标高一定要准确。一般规范上要求误差不大于0～-20mm，对于不合格的一定要铲除。然后是检验基础表面是否存在空洞，疏松等缺陷，方法是用手锤敲击。最后是检验基础上各地脚螺栓孔的相对位置是否符合图纸要求。检验方法：用绳线在基础表面上拉出高、低速轴两条中心线，以及各地脚螺栓孔的中心线，然后检查各孔位置是否正确，按照（SHJ516）《催化裂化装置轴流压缩机——烟气轮机机组施工技术规程》的要求，各地脚螺栓孔相对位置误差不大于5mm。地脚螺栓孔铅垂度不大于1/100。3、基础处理第74页/共91页基础处理就是根据前面检验的结果，做适当的处理。内容如下：铲除空洞以及不粘连的部分；铲除台阶面尺寸超差部分；修平各机器安装平面——借助于助于水准仪使各台面高差小于5mm，每一台面不平度误差小于10mm。每一台面铲平范围应大于机器底座300mm。将所有安装平面进行打毛处理，要求打磨深度为10mm左右，点数100平方厘米不少于3～5点。4、基础放线基础放线的目的是确定出机组安装位置，即机组两条纵向中心线和各单机横向中心线确定出来，并用中心标靶做出永久记录。另一目的是在基础表面画出各单机底座下预埋垫铁的位置线。前面说过基础的施工往往存在误差，那么确定机组的中心线十分重要。首先用绳线进行检查测量，对于某一孔或某一单机的地脚螺栓孔如果存在任一方向的尺寸误差时，就要考虑在机器安装允许的情况下借一借，力求使每一个地脚螺栓都能穿入基础上的预留孔内。只有这样考虑，才能最终确定机组的中心线。对于确定了中心线，应在高速轴线的延长线上用中心标靶做出一个永久的标记。中心标靶就是在基础纵向两端预埋一块标靶图8—1所示。然后用冲子在中心线上打一个约Φ1大小的孔，这两个小孔连线就是中心线。这样机组纵向中心线便确定下来。而横向上一般也要以机组的基准机器为准做一个横向中心线，属辅助中心线，主要是为了便于后续施工。对于三机组，一般以齿轮增速器的两个地脚螺栓孔连线作为横向中心线。另外为了使机器后续安装施工中有一个高度方向的参考点，在基准机器底座旁一般设置一个如图8—2形式的标高座：在基础上埋设一节钢管，钢管顶部焊接一个M20六方螺帽，这样可制成一个可调节的标高及机器位时的参考标高。划完垫铁坑之后，可用水准仪测量各单机底座安装位置的标高，从而通过计算确定各垫铁坑所要凿的深度。5、安置平垫铁对于三机组，无论采用斜垫铁调整或是采用顶丝调整，都要埋设一块平垫铁。平垫铁的安置一般推荐用座浆法。座浆法的施工就是在预先选定并已经划线的基础位置表面凿出一个一定深度及大小的垫铁坑，清理干净并用水浸泡12～24小时，灌浆前再彻底清理一次，做好灌浆准备。灌浆前借助水准仪，根据机组设计标高计算各单机的平垫铁埋设高度，在埋设时用水准仪测量各平垫铁高度，要求误差不大于1mm。第一步预制灌浆用的混凝土，一般大型机组二次灌浆所用混凝土要求水泥标号450¿以上，制作混第75页/共91页凝土时要有有关专家进行配比计算，或按《石油化工设备基础及验收规范》（SHJ510）的规定进行。由于要座浆垫铁，所以可以将混凝土制作的硬一些，以减少凝固期间垫铁的沉降。第二步是凿垫铁坑。如图8—3所示，垫铁坑的周边比平垫铁宽出40～50mm。垫铁坑的深度应保证灌浆后垫板底下有40～50mm的灌浆层。第三步是灌浆。先将混凝土捣实，然后将平垫铁压入。仔细测量平垫铁表面纵向、横向水平度。要求水平度不大于0.1/1000mm。并测量标高误差不大于±1mm，注意垫铁灌浆时的位置一定要严格按放线的垫铁位置对正，而垂直方向上用水准仪以标高作为参考点，通过计算求出各单机平垫铁标高。第四步是养生。二次灌浆后要求养生，在此期间要不断浇水，冬天防止冻裂。第五步是固化和检验。主要是检验垫铁是否都放在原来的位置上，还要看水平度怎样，相差太多时，根据情况做一处理。第三节机组就位及找正一、压缩机机组中心线的确定大家都知道，压缩机机组每一单机的转子都是被支撑在两个轴承上旋转的。在地球引力作用下，无论是静态还是动态都要产生一个挠度，所以每个转子的实际中心线就不是一条直线，而是一条曲线，如图8—4所示，这可在轴端测水平度得到验证。例如AV80的转子，每端可达0.27/1000。分别向两端扬起，也称该点的扬度为0.27mm/m。机组是有多个转子通过联轴器串联起来的，如果使每个轴承都处在同一水平线上，则机组轴心线就成波浪线，联轴器呈向上开口状态，如图8—5a所示，在这种情况下每转动一周，两半联轴节就要相对位移一次，摩擦加剧，同时产生一个附加的交变轴向力，影响平稳转动。要改变这种状态，只有将图8—5a中的2、3号轴承下降，下降到两半联轴节即平行又同心，如图8—5b所示，上述不利情况就不会出现。这第76页/共91页条轴心线就是我们要求的连续光滑的弹性曲线，这条曲线的得到就是通过两半联轴节的相互找正来实现的。亦即只要联轴器即平行又同心，这条曲线就自然形成。对于多转子轴系，一般要求这条曲线的两端扬度相当，中间部位呈水平。假如机组在冷态安装找正后已经达到了上述要求，但在运转后经常会遇到下述问题：各支撑的热膨胀不一致；由于支撑参数不一，各油膜厚度也不相同；齿轮啮合力使轴心移动。由于这些因素，机组运转后各轴颈位移也不同，是原来的光滑曲线受到破坏。为了保证机组在运行时的中心线仍为光滑的连续曲线，就必须将上述诸多因素的影响量值计算出来，并在冷态安装找正时，将影响值在相反方向预留出来，以便到热态运行时达到同轴或近似同轴的程度。在产品说明书中，影响量值和找正要求都应有所说明。一般来说大型机组出厂时就已给出了包含预留量的机组找正曲线。二、机组就位与调平找正风机机组轴系的找正首先应选择位于轴系中间的机器作为基准机器现行调平。然后，其余非基准机器再以基准机器为准进行调平。这样就使轴系中心线自然成为两端扬度相当的连续曲线。有时也以重量大、调整难度高的机器作为基准机器，首先将基准机器调整到估算的水平状态，这样可以简化施工难度，当然也是可行的。下面以最常见的用于催化裂化装置的三机组为例说明：如图8—6，在这一机组中，烟气轮机是独立底座，轴流压缩机与增速器是联合底座，电动发电机是独立底座。第77页/共91页这一机组的就位顺序依次是轴流压缩机与增速器，再是两侧的烟气轮机和电动发电机。在整个机组中，联合底座是比较复杂的部分，调整起来不方便，所以应首先就位联合底座。考虑轴系各转子挠度可估计到轴流压缩机转子靠齿轮箱侧轴承处是轴系水平点，以这里为基准调整轴系水平度可使两端扬度基本相等。由于增速器的高速齿轮轴本身直径较大而重量很小，其挠度小到几乎可以不考虑，所以找水平时也可以此轴为基准。经上述分析这一机组就位可按如下过程进行：（1）联合底座就位：用水平仪调平四个支撑平台和增速器安装平面，各方向精度达到0.1/1000。（2）增速器就位：原则上按增速器高速轴调轴向水平，当制造厂有要求时可以依据增速器上专门用于调平的预留平台来调整。如南京高速齿轮箱厂的齿轮箱，在安装现场原则上不打开，而是以其中分面上的专门平台为基准找轴向水平。横向水平原则上按箱体中分面为基准找正，也可以其中分面上专用平台来找正。（3）轴流压缩机就位：轴流压缩机下机壳。叶片承缸、转子分别就位，其轴向水平依据轴流压缩机与齿轮箱的联轴器打表自然取得。而横向水平可按机壳中分面靠近吊耳处刚度较好的平面为基准找正，一般来说各处水平度应向外扬。各点水平度小于0.1/1000，而整个中分面沿轴向扭曲不超过0.02/1000。（4）烟机和电机分别就位：烟机和电机的轴向水平度，都是依靠联轴器打表找正自然取得，而横向水平度则分别以其轴承箱中分面为基准进行找正，水平度允许误差小于0.1/1000。机组就位即确定了机组的安装位置。所以在就位的同时应注意以下事项：（1）将各底座台面清理干净，不许有含油物等赃物存在。因为一旦就位，其底座下面就再不好清理，不清洁会影响灌浆的质量。（2）各地脚螺栓全部穿入地脚孔内，调整两端露出螺帽部分的长度，使之符合规范，对于过长或过第78页/共91页短的地脚螺栓要提交技术领导小组确定是否更换，各处垫片按规范垫好。（3）就位各机组使用吊线坠的方法反复检查转子与最初放线的中心位置是否一致，防止返工。（4）各处垫铁按要求支撑好，并调整好垫铁的位置使其打紧时分别露出底座侧边10～20mm，不得埋入地座下面而影响后续操作。（5）特别注意在紧固地脚螺栓以及打紧垫铁时一定要循序渐进。且不可因紧固地脚螺栓而使底座发生变形。（6）各单机就位时，首先遇到的问题是联轴器之间的距离，应按联轴器总装图的尺寸要求执行。（7）在测量联轴器间距时，各机组的转子应靠紧推力轴承的主推力面，特别是电机转子应位于磁力中心上。（8）各机壳轴承箱与底座之间、机壳锚爪与底座之间应贴合良好，局部间隙不应大于0.05mm。（9）有导向键的轴承座和机壳锚爪与底座之间的限位螺栓应处于正确的位置，以利于热膨胀。如图8—8。三、机组的找正机组的找正原则上分初找、精找和终找正。初找就是机组就位时的找正，这是随着各单机的就位，结合找正，确定下机壳的位置。而精找就是当各机组内装件组装达到各单机装配要求后进行一次精确的找正，这时各机组的地脚螺栓紧度应达到要求，精找正后可进行底座二次灌浆。终找正是当机器上所有管道配接完后，进行的二次复查找正。1.找正方法：（1）单表找正法：如图8—9，通过一块百分表固定于其中一端半联轴器上，径向打表测量另一半联轴器的同心度，测量一端后，再调头测量另一端，这样就测得两组径向值。然后将测量值与找正要求的坐标进行比较，不满足时进行调整。这种找正方法操作比较简单，而且精度高。但它适用于端面距离较远的联轴器。（2）三表找正法：利用三块百分表固定在一端联轴器上，测量另一半联轴器上的径向位移和端面平行度。如图8—9中a、b、c三块表同时使用。第79页/共91页其中a表示测量径向值，b、c表示测量端面平行度。三表法是最常用的找正方法，比较适合于联轴器端面距离较少的场合。对于端面较远的联轴器要求将表架调头打表。找正时表架每转动记录一次数据最后得出如图8—11的记录值与要求值进行比较，不满足时进行调整。2.理论找正值的表示方法前面说过轴承各转子在热态时要成为一条光滑连续的曲线，而冷态找正时，是按一定的数据预留出偏移量。所以冷态找正时，不是所有联轴器找正成同心状态，而是要按一定的偏移量进行找正。那么轴承各联轴器相对位置的表示有所不同方法。（1）找正曲线：在轴系图中，直观的表示出轴与轴之间的相对位置关系，一般有垂直方向和水平方向两种示意图组成如图8—12。找正曲线直观明了，不易搞错方向。在安装找正时，可根据曲线图中的找正要求，选择不同的找正方法。（2）单表找正图法：单表找正图是结合找正曲线，按单表找正法直接计算出两端联轴器上打表时的坐标值。如图8—13是按图8—12的找正曲线，算出两联轴器处的单表找正值，这是一种简易的表示方法。它与实际操作的结合较好，但只适用于单表找正的场合。第80页/共91页（3）轴心坐标图：风机中心两轴之间的找正关系是一轴心在另一轴心上的投影坐标来表示，如图8—14所示。但只适用于两联轴器找正时端面彼此平行的场合。3、找正公差找正公差是指实际找正值与相对于理论找正值所允许的误差。找正公差，目前在国内没有统一标准，各厂都按各自或个人的经验。国内有许多说明书，只给找正曲线而不给找正公差，找正公差由安装单位根据有关规定执行。找正公差与联轴器的结构形式、长短、大小和转速有关，我公司工程技术人员根据实践提出了如下找正公差表。如图8—15所示。A表为径向找正公差，这与联轴器端面距离有关；B表为端面找正公差，这与联轴器端面直径有关，精确的说，与图8—9b、c两表的距离有关。找正时两者应分别满足。该找正公差适用于柔性联轴器，对于刚性连接的联轴器均按表中n>3000r.p.m的要求执行。4.找正的测量和计算（1）找正测量：以下图为例，用三表法测量（位计算简单假设没有预留偏移量），其计算过程如下：第81页/共91页转动测量举例从发电机端看，作为“左”或“右”的参考基准。在原位测得：（单位为0.01mm）如图8—17——每转动90°测得一次。共四次，数值如图8—18。（2）找正计算——压缩机轴相对于变速器轴的垂直径向误差Y垂Y垂=a上−a下2=30−202=5即压缩机轴偏下0.05mm——压缩机轴相对于变速器轴的水平径向误差为Y水Y水=a左−a右2=15−352=−10即压缩机轴偏左0.10mm第82页/共91页——两半联轴器安装盘垂直方向开口度（端面误差）为P垂P垂=b上−b下=22.5−12.5=10即下开口0.10mm——两半联轴器安装盘水平方向开口度（端面误差）为P水P水=b左−b右=19−15=4即右开口0.04mm（3）计算垂直方向位移量垂直方向开口度P垂（下开口为+）的修正如同时调整内、外侧轴承，则支承1的垂直下移量H1与支承2的垂直下移量H2分别为：H1=P垂·Ud=0.1×900310=0.29mmH2=P垂·（U+L）d=0.1×（900+2800）310=1.19mm按以上数据调整将使联轴节径向测量数据与调整前基本不变。在实际找正中，应尽可能地一并考虑开口值、偏移量与预留偏移量对找正调整量的影响。水平方向的校正计算与垂直方向相同。第四节轴流压缩机的内部组装轴流压缩机在出厂时已经完成了其内部装配的所有工作量。但发到用户现场后要求重新组装并且按照出厂说明书上各项精度指标的要求重新确认调整。有时也会因为长途运输，或用户现场与制造厂基础刚度的差异导致某些精度与出厂时不符，这时都要按制造厂要求重新调整。一、清洗制造厂发货时为防止发生锈蚀，在未涂油漆的加工表面都喷有一种硬膜防锈或用油脂覆盖，所以现场组装前，要将这些防锈油清洗干净。清洗时一般使用常规洗油且只做外部防锈面清洗，已装配部件没有说明时不得拆开。二、各种精度值的确认1、转子同心度以及页顶间隙转子在定子中的位置是由页叶间隙、密封间隙、油封间隙来决定的。考虑到机组在正常运行时在油膜的作用下转子回转中心要发生变化，所以冷态组装预留出变化空间。一般要求叶顶间隙上隙大于下隙，左侧大于右侧。这项检验以转子第一级和最后一级的某一张叶片为基准，测量其两侧间隙，进行比较调整。垂直方向以叶顶压间隙的统计数据进行分析。而密封间隙也应基本符合这一规律。测量叶顶间隙时，可将铅丝沿轴向分别铺敷在动、静叶片上，每级铺敷三张动、静叶片，各测三级。第83页/共91页这里要强调的是压间隙时一定要将上承缸、上机壳扣合，并且至少紧固一半以上的中分面螺栓。当叶顶间隙不符合规定时，应全面考察各项间隙的情况，用轴承来调整转子轴心位置亦即是调整叶顶间隙。要求各种间隙符合出厂文件要求。当转子中心确定后，轴承的左右及上下调整垫就不能再动了，这时应在靠近轴承（如油封位置）处用内径千分尺测量出转轴相对机壳孔的位置，认真记录并长期保存，以备将来检修、调整时使用。注意读数方向一律按气流方向。2、轴承间隙及紧力轴流压缩机的径向轴承一般是采用椭圆轴承或可倾瓦轴承。轴承的安装要求不但要确保轴承稳固，而且要间隙合适。轴承的稳要求各个调整块与箱体配研均需达到一定的接触面积，不允许将接触面积不足的调整块安装在轴承体上，否则轴承将失稳，容易造成机器振动。固就是要求垂直方向有一定的紧力，实现这一点的保证就是轴承压盖要有一定的紧力，可通过压铅丝的方法测量，并达到出厂文件的要求。不要只注意垂直方向压盖过盈，而忽视水平方向。水平方向检验时一般以0.02～0.03mm的塞尺不能塞入即可。另一点，这种轴承水平方向的调整块分布在上下两半轴承体上。所以为保证轴承内孔形状要求，调整轴承调整块时要上下半等量加减，否则内孔会错位。椭圆轴承的间隙可通过压铅丝的方法取得，顶间隙小而侧间隙大，各项数据应满足出厂文件的要求。间隙不足将使轴承温度过高，间隙太大将使转子失稳而振动。要注意的是这种轴瓦在工厂采用特殊的方法加工，其内孔成椭圆形，一般来说不允许手工刮瓦，当间隙不合适时，可与制造厂联系采取措施。对于可倾瓦轴承间隙一般采用测量计算方法取得。3、静叶可调机构的确认静叶角度的测量：静叶角度的测量是当第一级静叶角度调整到最小角、中间角和最大角时，分别测量出其它各级静叶的角度，并与要求值进行比较。测量方法如图8—17，用万能角度尺测量出图示角θ即为静叶角度。测量时要求角度尺放在靠近静叶根处。伺服马达行程及位置测量记录。压缩机出厂时调节缸是单独发货的，现场组装时应将调节缸与伺服马达连接板连接并打上销钉。按照出厂说明书的要求将第一级静叶调整48°（标准角），确认伺服马达上的指针是否指向中间位置，同时测量此时的A、B、C值（见出第84页/共91页厂说明书）。然后分别测量最小角、最大角时相应的A、B、C值以及对应的指针位置并记录。测量极端位置时各伺服马达行程与角度一定要对应起来。另一方面是确定静叶的最小角度是多少，在轴流压缩机设计时，如果考虑电机启动扭矩不足，有时将最小启动角设计在15°或17°（按机型而定）。带启动到工作转速后，采取控制系统的静叶释放功能迅速地将静叶释放到22°（最小工作角）。因为15°～22°属于气流的旋转脱离区，不宜连续运行。而有的机组由于电机有足够的启动扭矩，为减少控制环节设计时直接将最小启动角用伺服马达限制在最小工作角上。现场工程师应确认这一角度。4、轴流压缩机扣盖在各项精度值都已取得，并且满足出厂文件要求后，，就可扣合压缩机。并注意以下几点：（1）扣合前要确认各部位清洁无杂物，并用压缩空气认真吹扫干净。（2）确定所有锁紧螺栓完好，包括钢丝锁紧及垫片锁紧。（3）无论叶片承缸扣合或机壳扣合都要检查其中分面自由间隙。一般要求自由间隙不大于0.12mm。且严格控制两端密封处不可超差，有问题时查找原因。（4）紧固中分面螺栓如图8—18所示，按照先两侧后两端，从中部开始，对称紧固的顺序进行。（5）机壳进气侧顶部有四件内装螺栓不可忘记。由于用户一般不参与安装，所以建议在此处挂警示牌提示：“在未拆下机壳内装螺栓前，且不可起吊机壳”。（6）排空管道畅通，切不可用盲法兰堵死。特别对于有隔声罩的机组要将排气管道引致隔声罩外部。第五节辅机安装应注意的几个问题一、油系统安装调整油系统分润滑油系统及动力油系统，安装时应注意以下几方面的问题：1、油站本体安装要求平稳牢固。安装时借助斜垫铁将油站调整到设计标高，水平度调整一般以油站上盖为基准。采用死地脚螺栓灌浆后紧固。灌浆时注意靠近油泵处底座上有几个灌浆孔盖，应打开且尽量灌满，防止油泵振动。2、进回油管道在配管时都要留有流向油站的坡度。特别是回油管道坡度要大一些。这是为了使油站运行或停机后，管内可能存在的赃物能回到油箱，并保证各轴承箱回油畅通。3、各种管道在配置时要考虑便于拆卸，一般情况下多增加法兰连接，便于配管后清理。为保证油系统纯净，凡采用碳钢管道的地方，配管后要全部拆下，首先进行机械清理，包括焊缝清理。可根据直径大小在管内用链条拉或其它方法清除焊渣、飞溅物等。然后按规范进行酸洗处理。对于不锈钢管，可进行柠檬酸酸洗，也可只做机械清理然后用蒸汽吹扫干净。油系统的油箱，包括高位油箱，可用面团粘沾清理。第85页/共91页4、油系统的窜油清洗施工结束后首先进行油系统的外循环。其目的是不允许将赃物带入机器内部。润滑油站外循环时，将各轴承的进、回油口用软管直接连接，从而将轴承箱短路进行冲洗。动力油站冲洗时可暂不在伺服马达上安装电液伺服阀、电磁阀、手动换向阀，而是将电液伺服阀（或电磁阀）安装处用专用盲板堵上，另一阀位处装上专用冲洗板进行油循环。需要时，可按轴流压缩机说明书的要求，借助于油箱上的加热器进行不同温度下的冲洗。同样也可调节油站供油压力进行不同压力的冲洗。冲洗过程中应不断清洗过滤器滤网。当油冲洗达到一定的纯净程度后将脏油换掉，重新加入清洁的润滑油进行内循环冲洗。此时可进行两油站的性能调试。润滑油站主要是调整自励式压力调节阀，使其能够稳定阀后压力并按要求的压力供油。动力油站需解决的问题是油站温度过高，这时应调整两个安全阀的匹配。将经过冷油器的安全阀回油调大一些，而另一个不经过冷油器的安全阀的回油用来顶起油站供油压力，这样温度就不会偏高。二、风机管道的施工要求风机管道是结构件，其现场施工比较简单。但是对于保证轴流压缩机正常运行有两个问题要高度重视。1、管道上用于吸收热膨胀的膨胀节或其它类似件，安装时要按说明书施工，切不可使其失效。特别是波纹管膨胀节安装时一定要通过拉杆调整使之处于中间长度，以便给热态留出膨胀空间。两端焊接后，应将拉杆的限位螺栓松到一定程度。其次管道支撑吊挂得当，不允许有任何外力加到管道上。检验是否有外力加到机器上一般按这样的程序进行：在风机两端联轴器的水平方向及垂直方向架百分表，松开管道与机器连接法兰的螺栓，看表针变化。要求机器跑位不大于0.025mm。2、施工时要注意保持清洁，特别是进气管道、进气过滤器，施工后要仔细打磨焊缝，清理焊渣及飞溅物，包括清理过滤器剪切板毛刺等。然后对进气系统进行涂装防锈。机器试车前，用户方、施工方、制造厂三方共同检查确认清洁程度。这是因为在压缩机的流道中，静、动叶顶间隙很小，一般0.7～1.5mm，很小的硬质颗粒就有可能造成极大的事故。第六节轴流压缩机组的试运行一台轴流压缩机经过安装及一系列检查后，是否能满足运行要求，达到设计工况，还要经过试验和调整。试车运行的主要目的是考核、调整整个机组的技术性能，包括机械运行性能如轴承温度、润滑油温度、冷却水换热情况；压缩机的振动情况、检验安装质量，消除缺陷。通过试运转检验安装质量，确定是否会因运转造成机器位移、变形、松动等问题，从而破坏机器正常运行。并对发现的问题及时处理，不断完善。以保证投产后能正常、可靠地运行。一、机组试车前的准备第86页/共91页1、试车前必须完成油系统的冲洗工作，并对油质进行理化检验，指标合格。回油管道可用200目滤网直观检查，同时检查过滤器的滤网，均不允许检出硬质颗粒。在同样的温度条件下，滤油器前、后压差在6小时内应保持稳定。2、确认机组各部分安装到位，各机构精度符合技术文件要求。3、确认油、水、气系统管道连接具备使用条件，气管路系统已清理干净。4、检查各仪表、阀门是否打开，各仪表的灵敏度以及精度标定合格。尤其是油压低报警、低低连锁和轴承温度高报警、高高连锁，以及轴位移报警、连锁等均应反复试验，确认功能正确，信号可靠，这是安全试车的关键。5、做试车前的组织准备。由安装工程师编制试车方案，包括试车步骤及试车中人员的组织安排，做到各负其责。二、机组试车大型机组试车一般都是分步试车。即先做单元试车然后机组逐步联起来试车。对于三机组往往先试电动机，其次是点机与齿轮箱，最后电机、齿轮箱及轴流压缩机联合试车。烟气轮机要先单独试验合格后再参与整个机组的试车。1、首先启动润滑油系统，调整各部达到运行要求。包括调整油压，使各供油点压力达到各单机要求，调整油温到40℃±5℃。各冷油器、滤油器的备用件均充满润滑油，做好切换准备，高位油箱充满油，回油正常。2、将电机与齿轮箱联轴器脱开，启动电机，判别旋转方向正确，做0.5～1小时的空运转。3、试验盘车电机运转正常。4、电机与齿轮箱联动试车。连接电机与齿轮箱的联轴器，脱开齿轮箱与轴流压缩机的联轴器，启动盘车电机，检查各部运转正常无碰擦声音。启动电机运行1～２小时，检查各轴瓦温度正常，齿轮箱振动检测正常。停电机观察盘车电机是否能自动投入。５、电机——齿轮箱——轴流压缩机联动试车。断开烟机联轴器，将静叶角度调整到最小启动角，确认自控仪表柜上各启动条件均以满足。关闭排气管道上的排气阀，打开防喘振管路上的防喘阀。启动动力油站并调整正常。运转至工作转速后不宜做长久运行。确认各参数正常后，操作静叶释放，使静叶角度调整到２２°运行0.5～1小时记录各项参数。然后根据试车方案要求，如果安排了性能测试，则这时由自控工程师以及操作工配合进行防喘振曲线的标定。然后进行风机设计性能点运行24小时或72小时，考核机械运转及气动性能。试车过程中要注意记录各种状态下的参数以便出现问题时进行分析。6、烟气轮机的单独试车应按烟机的出厂说明书进行试验。7、机组联动试车。连接烟机联轴器，按有关机组开车的规程操作。因为不同配置的机组开车方案不第87页/共91页同，有的机组电机启动能力足够，可由电机直接驱动整个机组，有的机组在试车时要先由烟气轮机将机组拖动到70%～80%工作转速时，主电机再合闸拖动到工作转速。所以要按照机组配置确定试车方案。三、机械性能的监测及评价机组运行后，机械性能方面有两个主要参数是我们最为关心的。一是各轴承温度，再就是各转子的振动情况。1、温度。轴承温度反映了轴瓦在运行时润滑条件形成的好坏，轴流压缩机采用的是椭圆瓦轴承，其结构简单刚性好，只要润滑条件好，一般都能很好运行。良好的润滑条件就是轴瓦间隙合理，供油压力合格流量充足，并且油质合格。只要具备这些条件，轴瓦温度就不会太高。轴瓦温度的测量都是采用铂热电阻埋入轴瓦，距离乌金很近。所以测得的温度能够真实反映轴瓦实际温度。一般轴瓦温度应小于80℃，高报警值为95℃。高高报警值为105℃。轴流压缩机止推轴承温度与径向轴承温度的报警值一样。只要轴承型号选用合适，就是说具有足够的止推面积，一般情况下轴承温度比较低。2、振动，轴流压缩机振动的测量，现在大部分采用非接触式位移传感器检测轴颈附近转子轴心的位移。按照苏尔寿标准允许振动的峰——峰值按如下标准执行：正常振动：4500/n1/2，高报警值6500/n1/2，高高报警值8000/n1/2四、机组的试车1、紧急停车。试车或运行中间当发生意外情况时，需要紧急停机，停机的操作是按照机组流程的自控设计进行的。一般机组在碰到如下情况时紧急停机：——机组突然发生剧烈振动，已超过跳闸值。——机壳内部有碰刮声响或不正常的摩擦声。——任一轴承或密封处出现冒烟情况，或某轴承温度急剧上升时。——油压低于低报警值且无法恢复正常值时。——轴位移出现持续增长，达报警值时。——因装置流程等原因需紧急停机时。轴流压缩机紧急停机后，静叶角度会自动关到最小启动角，排气阀自动强制关闭，防喘阀迅速打开。所以此时应注意观察这些动作是否能够实现。2、正常停机。随着机组配置不同，停机操作要求不同。一般情况首先将静叶角度操作到最小工作角，打开防喘振阀，关闭排气阀，关闭主电机。主电机停机后盘车电机应能自动投入。至少盘车一个班次使机器充分冷却后，停盘车电机。第88页/共91页第七节轴流压缩机的检验及维修轴流压缩机在运行一段时间以后，机器各环节经过磨合，有的方面更加趋于稳定、良好；而有的环节可能或多或少地暴露出一些问题。这就需要维修。一、维修的一般要求一般来说，机器的检修分针对性检修和预防性检修。针对性检修就是正在运行的设备发生某一方面的问题时，可能存在某种隐患，或者将要影响机器的正常运行。这时要根据问题的大小及均衡生产的要求，确定检修时机。而预防性检修是作为保证大型机械设备安全、长期、稳定运行所必须进行的科学防范。其目的旨在对其进行保养，已便更早期就能看出磨损的或者有毛病的构件，以避免引起大的事故。轴流压缩机首期检修的时机，主要考虑其叶片的检验时机。因为叶片作为做功元件，加之结构特点，有可能是个薄弱环节。一台新的压缩机，首期叶片裂纹检验有可能的话要在运行3000个小时后进行最迟不要超过6000小时。所以轴流压缩机的首期检修应定在正常运行8个月后进行，而后的正常检修每1～2年进行一次，对叶片每两年进行一次。压缩机检修前应首先确认，风机进排气管道上的阀门均处于关闭状态。检修期间确保没有动力带动风机，特别对于三机组，要确保烟气轮机的入口阀关闭。准备好轴流压缩机所有的吊装工具，并检查其完好无损，凡需用专用吊具吊运的场合，不得随意代用。拆除机上的一次仪表，以防损坏。机器开盖解体过程中，特别是各零件清洗之前，要注意观察各部件上是否有沉积物，当沉积物不连续时做出标记，以备后续检查其内部是否有缺陷。如磨损、锈蚀、裂纹、应力腐蚀等。对发现的问题应采用照相、取样等方法记录下来。特别是关键件的损坏，有必要时作金相分析。二、轴流压缩机叶片的检验轴流压缩机叶片的损伤通常有下列形式：腐蚀、侵蚀、频繁喘振。由于叶片断裂前有一个疲劳裂纹的增大阶段，所以我们就有机会通过有计划、有目的的检查，对事故加以防治。正常的检验是按上述检修期要求，首期8个月，而正常运行时两年一次。但是无论何时，只要压缩机发生喘振、逆流等有可能对叶片造成破坏、损伤或机壳内有异常声响时，都要进行专门的检验。1、叶片裂纹检验的范围：所有的叶片的叶身及叶根过渡区。对于静叶检验“0”级导叶以及第一、二级和倒数第一、二级的叶身及叶根过渡区。2、叶片裂纹的检验方法：通常采用着色探伤或磁力探伤的方法进行裂纹检验。这里着重介绍着色法检验时的要点。加工表面应符合JISB0601（1976）25S等级，表面不得有妨碍探伤的刮伤、铁削、毛刺等异物存在。所以检验前要将叶片的叶身、叶根过渡区认真清理干净。第89页/共91页为防止探伤液进入根槽或静叶轴承，探伤时应将转子上的叶根与轴槽结合缝用胶带纸保护起来。静叶探伤时，将叶片承缸直立地面上，并保护轴承孔。以免探伤液进入。另外要求所有检测液不得使用氯化物。三、轴流压缩机的其它检验项目1、叶顶间隙、密封间隙、油封间隙以及轴承间隙的检测按照前述压缩机组装的方法，仔细测量上述代表压缩机装配精度的间隙值。叶顶间隙如因磨损等原因过大时，会影响气动性能。所以要结合叶片探伤结果和整机气动性能的状况综合考虑何时更换叶片。密封和油封在出厂时带有备件，如果间隙超差，可进行密封片和油封片的更换。油封片尺寸在厂内已加工到位，只需更换即可，而密封片更换时一般需与制造厂取得联系，因为镶密封片有一定的规范和专用工具，如果用户熟悉此项操作也可自行更换。压缩机的轴承只要润滑良好，一般不易损伤。现场检查时，如果发现下列问题则应更换：轴瓦间隙超差达到一定值时会造成机器振动，从而影响生产。所以即使目前上能运行，也应更换备件轴瓦；当轴瓦内表面发现磨损、乌金龟裂、脱壳等缺陷时是一种隐患，应及时更换。在更换轴瓦时一定要注意，查找原始安装时轴心的位置记录，要使换瓦后的轴心处于原来组装时的中心上，这样才能保证密封间隙、叶片间隙合适。2、静叶可调机构的检测打开伺服马达后盖，检查缸体磨损情况，并仔细清理油缸。检查每个伺服马达上的两个球螺母松动情况，发现松动时应加深顶丝孔重新紧固顶丝。球螺母的松动易造成螺母脱扣，所以要认真检查。每级拆开一至二个静叶，检查其上的“O”型密封是否完好。发现硬化时要更换。检查并确认所有的静叶都要能轻松地转动，出现卡滞时要查找原因。检查所有的锁紧钢丝及锁紧垫片是否完好。检查调节缸导向机构的DU板DU套是否有严重磨损，并清理干净。检查所有滑块上的DU板是否损坏，并试装导向环，保证导向环能自由滑动。当磨损严重或滑块在导向环中不能自由滑动时应更换滑块。3、联轴器的检查对于联轴器主要检查其磨损情况，特别是齿式联轴器，应仔细检查内外齿套上轮齿的磨损情况，磨损严重是一种严重的设备隐患应更换。如果是刚性联轴器，那么在拆装时应看好螺栓上的标记，做好记录，复装时对应标记再装，因为这些螺栓都是经过配种、排序的，不可以随意调换。紧固螺栓时应按规范要求的预紧力紧固。4、油系统的检查油系统检查包括：对于油质进行理化性能化验；对滤油器进行检查清洗；更换损坏的过滤网；对于冷油器要清理冷却水管内结垢及沉积物。当油质检验发现水分过多时或冷却水中有油时，还用对冷却器芯子第90页/共91页做水压试验，找出漏点并重新处理。5、检查所有的阀门应启闭灵活，开关到位。特别是关乎设备安全的阀门更应该认真检查，确认完好可用。6、压缩机复装后，进行联轴器的重新打表找正，并作相应调整。然后恢复仪表及辅机进行机组试车。7、检修结束后，检修工程师要根据检修中备件使用情况，设备上其它易磨损件的磨损情况，做出下次检修的备件准备。第91页/共91页',)