一种压气机端区振动结构

摘要

本发明公开了一种压气机端区振动结构，涉及压气机流动控制技术领域，包括：壳体，转子，偏心块，旋转轴，轴承，电机；所述转子为多个；多个所述转子均依次套接于所述旋转轴上；所述旋转轴与所述电机连接，连接处设有轴承；所述偏心块设于所述旋转轴上；所述壳体的外形是基于仿生学原理，结合银鲨背鳍的形状进行气动优化得到的；本发明采用基于气体动力学设计的壳体形状，影响压气机静叶角区的流动，同时通过偏心块设置与非定常角区分离的频率相当的频率，消除压气机静叶的角区分离结构，起到改善二次流动、降低压气机静叶损失的作用。

说明书

技术领域

本发明涉及压气机流动控制技术领域，更具体的说是涉及一种压气机端区振动结构。

背景技术

随着工业技术不断提升，在制造业技术快速发展以及科研能力逐步提高的背景下，具有大功率特点和高机动性优势的燃气轮机得以初步普及甚至广泛应用于各类舰船以及航空飞机的动力系统中。其中压气机作为燃气轮机的核心部件，其内部流动极为复杂，气动设计也占据了流体机械设计领域中的主导地位以及较大的比重。由于压气机内流的复杂性，且通道内的逆压梯度、进口级的恶劣边界以及前面级的高工况设计、以及壁角区域的复杂流动显著提高了压气机的设计难度。同时涡结构的复杂变化，旋涡几何的难以捕捉以及旋转不稳定性的级间传递等问题也使得压气机的变工况研究发展受到阻碍。

其中，压气机静叶端区二次流对于流场的扰动和性能影响较大。角区大范围分离现象的出现显著提高了压气机的总压损失，并恶化了下游流动。其中，关于端区二次流动的控制，已经有了一些应用手段，例如端壁翼刀、非对称端壁，静叶的悬臂设置及电磁激励等。其中端壁翼刀虽然阻隔了二次流动，但其对流场的扰动更强，同时翼刀与吸力面之间的压差也不可避免。非对称端壁其整周叶环内进行布置，可以抑制径向流动，但其加工布置成本较高。静叶悬臂设置能够加强根部的通流，但叶片在应力下容易发生变形，影响叶片寿命。此外，电磁激励其电路较为复杂，实际发动机内部的电场施加不易实现，因此，找寻一种布置简易，对流场影响小的压气机静叶端区流动控制手段是本领域技术人员亟需解决的问题。

发明内容

有鉴于此，本发明提供了一种压气机端区振动结构，克服了上述缺陷。

为了实现上述目的，本发明提供如下技术方案：

一种压气机端区振动结构，包括：壳体，转子，偏心块，旋转轴，轴承，电机；所述转子为多个；多个所述转子均依次套接于所述旋转轴上；所述旋转轴与所述电机连接，连接处设有所述轴承；所述偏心块设于所述旋转轴上；所述壳体的外形是基于仿生学原理进行气动优化得到的。

可选的，所述壳体高度为给定叶片高度的5％～10％；壳体厚度在0.5mm至1mm之间。

可选的，振动结构的放置位置为：

在轴向方向上，置于给定叶片弦长80％至100％处；

在切向方向上，振动结构中心点距离给定叶片表面的切向距离为给定叶片弦长的10％～15％。

在径向方向上，置于给定叶片的下端壁上。

可选的，所述偏心块的振动频率根据角区分离的尺度设定。

可选的，当小尺度角区分离时，偏心块的振动频率为零。

可选的，当中尺度角区分离时，偏心块的振动频率为3000Hz。

可选的，当大尺度角区分离时，偏心块的振动频率为6000Hz。

可选的，多个所述转子的尺寸不同。

经由上述的技术方案可知，与现有技术相比，本发明公开了一种压气机端区振动结构，采用基于气体动力学设计的壳体形状，影响压气机静叶角区的流动，同时通过偏心块设置与非定常角区分离的频率相当的频率，消除压气机静叶的角区分离结构，起到改善二次流动、降低压气机静叶损失的作用。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据提供的附图获得其他的附图。

图1为本发明的压气机端区振动结构的三维模型示意图；

图2为图1中A部分的结构示意图；

图3为本发明的压气机端区振动结构径向示意图；

图4为本发明的压气机端区振动结构的壳体外形及内部结构示意图；

图5为本发明的压气机端区振动结构的频率选定依据示意图；

图6为带有压气机端区振动结构的静叶与原始静叶的损失对比示意图；

其中，1为压气机端区振动结构；2为压气机静叶；3为轮毂；a为静叶压力面；b为静叶吸力面；c为来流方向；

1-1为第一转子；1-2为第二转子；1-3为第三转子；1-4为第四转子；1-5为壳体；1-6为偏心块；1-7为旋转轴；1-8为轴承；

2-1为压气机静叶尾缘；2-2为压气机静叶叶根处型线。

具体实施方式

下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

本发明实施例公开了一种压气机端区振动结构，如图4所示，包括：壳体1-5，转子，偏心块1-6，旋转轴1-7，轴承1-8，电机；转子套接于旋转轴1-7上；旋转轴1-7与电机连接，连接处设有轴承1-8；偏心块1-6设于旋转轴1-7上；其中，旋转轴1-7为典型偏心振动的结构设计；转子为多个，在本实施例中，包括四个转子，分别为第一转子1-1，第二转子1-2，第三转子1-3，第四转子1-4，最大转子(第三转子1-3)直径根据实际流动给定叶片弦长的10％～15％，其余转子直径由壳体1-5的形状确定；壳体1-5基于仿生学原理，结合银鲨背鳍形状，以及对流场分析的气体动力学原理进行设计。

如图1和图2所示，压气机端区振动结构1在压气机静叶环的轮毂3端壁处进行布置，布置位置在靠近压气机静叶尾缘2-1的静叶角区内，通过压气机静叶尾缘2-1与压气机静叶叶根处型线2-2能够很直观的看出压气机端区振动结构1所在的位置，其中，振动结构的壳体1-5，基于仿生学原理，结合了银鲨背鳍进行了气体动力学设计，使其可以对于小尺度的角区分离有抑制作用。

其中，对于所述压气机端区振动结构1，其布置位置具体为：

(1)轴向方向上，置于压气机静叶2弦长80％至100％处，即靠近尾缘20％弦长范围内；

(2)切向方向上，其中心点距离叶片表面的切向距离为叶片弦长的10％～15％；

(3)径向方向上，该结构置于压气机静叶2的下端壁上(即轮毂3)。

其中，对于所述压气机端区振动结构1，其尺寸给定：

(1)以最大转子为基准，其直径范围根据实际流动给定叶片弦长的10％～15％；

(2)以最大转子为基准，壳体1-5厚度给定0.5mm至1mm之间；

(3)振动结构其壳体1-5高度范围根据实际流动情况给定叶片高度的5％～10％。

通过上述布置方式具有如下优点：

(1)结构布置位置位于压气机典型流动中的角区分离内，可以对分离流动进行直接、有效地控制。

(2)结构参数的设置参考了实际压气机中角区分离流动的尺度，其尺寸大小可以保证不引起额外损失的情况下更好的抑制分离流动。

从图3可以看到压气机端区振动结构设置处包括静叶压力面a和静叶吸力面b两个面，其布置于静叶吸力面b侧靠近尾缘的位置，以最大转子为基准，其直径范围根据实际流动给定叶片弦长的10％～15％。所述压气机端区振动结构1其壳体1-5高度范围根据实际流动给定叶片高度的5％～10％。以某型压气机静叶片为例，若某型号压气机静叶2弦长为72.7mm，振动结构内最大转子直径为弦长的11％，即8mm，最大转子对应的壳体1-5外径为弦长的13％即9.45mm。某型号压气机静叶2高度为120mm，振动结构仿生学壳体1-5的高度为弦长的7.5％为9mm。轴向位置上，其布置于压气机静叶弦长的86％位置处，距离前缘点的轴向距离取52.18mm，切向位置上，振动结构距离叶片表面的切向距离为取11％弦长，为8mm。其中，在图3中c表示为来流方向。

图5为压气机端区振动结构1的频率选定依据示意图，图中1/2/3这三种不同类型的线为不同叶片模型的研究结果，左图与右图为不同马赫数条件下的研究结果，可以发现，中尺度分离主要在3000Hz附近，大尺度分离主要分布在6000Hz附近，因此，对于压气机端区振动结构1的振动频率，在小尺度分离下，不需要振动，依靠壳体1-5的仿生气体动力学设计进行控制，在中尺度分离下，给定3000Hz的振动频率，对于接近失速的大尺度角区分离，给定6000Hz的振动频率，调节方式简单且易于实现。

图6为带有所述压气机端区振动结构1的静叶与原始静叶的损失对比，曲线为总压损失系数径向分布曲线。带有所述压气机端区振动结构1的静叶相比原始静叶，总压损失系数降低了17.97％。

由此可见，本发明结构体积小，对流场扰动小，并且角区分离的抑制作用增强；其采用基于气体动力学设计的壳体形状，影响压气机静叶角区的流动，同时通过偏心块设置与非定常角区分离的频率相当的频率，消除压气机静叶的角区分离结构，起到改善二次流动、降低压气机静叶损失的作用。

本说明书中各个实施例采用递进的方式描述，每个实施例重点说明的都是与其他实施例的不同之处，各个实施例之间相同相似部分互相参见即可。

对所公开的实施例的上述说明，使本领域专业技术人员能够实现或使用本发明。对这些实施例的多种修改对本领域的专业技术人员来说将是显而易见的，本文中所定义的一般原理可以在不脱离本发明的精神或范围的情况下，在其它实施例中实现。因此，本发明将不会被限制于本文所示的这些实施例，而是要符合与本文所公开的原理和新颖特点相一致的最宽的范围。