小型低溫風(fēng)洞壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

陳振華, 聶徐慶, 楊文國

(中國空氣動力研究與發(fā)展中心 設(shè)備設(shè)計(jì)及測試技術(shù)研究所, 四川 綿陽 621000)

0 引 言

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

有別于暫沖式風(fēng)洞，連續(xù)式風(fēng)洞對壓縮機(jī)系統(tǒng)提出了很高的要求，給壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)和調(diào)試都帶來較大挑戰(zhàn)，惠增宏[5]介紹了NF-6風(fēng)洞壓縮機(jī)的具體結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì)要求，計(jì)算了壓縮機(jī)軸系的扭振情況，論述了雙電機(jī)驅(qū)動方案。周恩民[6]詳細(xì)介紹了AV90-3型風(fēng)洞壓縮機(jī)喘振邊界測試的方法、判定準(zhǔn)則以及防喘措施。熊波[7]介紹了0.6m連續(xù)式風(fēng)洞壓縮機(jī)的防喘策略和轉(zhuǎn)速精確控制方法。文獻(xiàn)[3]和[4]則要求低溫風(fēng)洞的軸流壓縮機(jī)必須在高轉(zhuǎn)速、寬溫度范圍和大熱變形等極端條件下穩(wěn)定高效運(yùn)行。但是以上文獻(xiàn)均沒有針對壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)給出具體的論述。

在壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及計(jì)算分析中，國內(nèi)外學(xué)者的豐碩著述為本文的設(shè)計(jì)提供了有益的參考。姜妍[8]概述了百萬噸乙烯項(xiàng)目中低溫壓縮機(jī)(進(jìn)口溫度-102℃)的材料選用情況，但是未論述結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方法。Singh[9]論述了透平機(jī)械葉片的設(shè)計(jì)、選材以及相關(guān)計(jì)算方法。石煒[10]使用微動模型計(jì)算了葉片和輪盤的榫連接結(jié)構(gòu)疲勞壽命。成玫[11]深入研究了轉(zhuǎn)子-軸承-密封耦合系統(tǒng)的動力學(xué)特性，使用有限元方法進(jìn)行了數(shù)值仿真，并和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行了對比。王維民[12]分析了轉(zhuǎn)速以及密封交叉剛度對轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性的影響，并研究了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性控制方法。Ishida[13]重點(diǎn)介紹了轉(zhuǎn)子動力學(xué)的理論基礎(chǔ)和相應(yīng)計(jì)算方法，并論述了轉(zhuǎn)子失穩(wěn)和非線性振動。黃鐘岳[14]從工程應(yīng)用的角度給出了一般工業(yè)壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的方法和依據(jù)，但是未涉及低溫壓縮機(jī)領(lǐng)域。馬文生[15]分析了迷宮密封結(jié)構(gòu)對泄漏量和軸系臨界轉(zhuǎn)速的影響規(guī)律，表明密封也是轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的重要環(huán)節(jié)。楊東輝[16]和張超[17]分別使用有限元方法計(jì)算了透平機(jī)械的氣缸和轉(zhuǎn)子熱應(yīng)力，得到了比較準(zhǔn)確可信的結(jié)果。

總的來說，低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)既要考慮低溫?zé)岱雷o(hù)和動靜密封，又要考慮寬溫度范圍帶來的熱變形和熱應(yīng)力，還要注意材料的選擇和工藝實(shí)現(xiàn)問題。目前我國在低溫風(fēng)洞軸流壓縮機(jī)研制領(lǐng)域才剛剛起步，沒有成功的經(jīng)驗(yàn)可供借鑒，因此面臨諸多挑戰(zhàn)。

為解決低溫風(fēng)洞壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵技術(shù)，本文結(jié)合某小型低溫跨聲速風(fēng)洞軸流壓縮機(jī)組的研制，對其轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)進(jìn)行深入闡述和具體分析，壓縮機(jī)制造安裝后與風(fēng)洞進(jìn)行聯(lián)合調(diào)試。

1 壓縮機(jī)總體概況

1.1 性能指標(biāo)

該壓縮機(jī)為兩級軸流式壓縮機(jī)，安裝于風(fēng)洞二拐之后，可在空氣和氮?dú)?種介質(zhì)下運(yùn)行，依靠液氮的汽化吸熱來降低氣流溫度，壓縮機(jī)氣動輪廓如圖1所示，動靜葉均采用NACA65系列葉型，動葉角度在停機(jī)時可以調(diào)節(jié)，靜葉角固定。風(fēng)洞穩(wěn)定段總壓范圍0.02～0.45MPa，穩(wěn)定段總溫范圍110～323K。壓縮機(jī)氣流通道等外徑700mm，最高設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速7900r/min，最大功率1300kW，最大壓比1.558。

圖1 壓縮機(jī)氣動輪廓

1.2 結(jié)構(gòu)形式

壓縮機(jī)本體結(jié)構(gòu)如圖2所示，主要由機(jī)殼、轉(zhuǎn)子、靜葉、整流罩(包括頭罩、尾椎)和支座等部分組成。壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子是壓縮機(jī)本體的核心部件，主要由動葉片、輪轂、主軸、軸承、聯(lián)軸器和中間軸等組成。

圖2 壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)簡圖

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

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

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

2 轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)關(guān)鍵技術(shù)

2.1 主軸與輪轂的連接

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

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

圖3 輪轂-主軸連接結(jié)構(gòu)

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

2.2 葉片與輪轂的連接

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

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

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

圖4 葉片連接示意圖

壓縮機(jī)在最大轉(zhuǎn)速下運(yùn)行時，葉尖速度最大為289m/s。一般的材料很難承受葉片旋轉(zhuǎn)引起的巨大離心力。在葉片尺寸較小時，考慮到結(jié)構(gòu)的可實(shí)現(xiàn)性和材料的可加工性，該小型壓縮機(jī)的葉片最終選用高強(qiáng)度低溫鈦合金Ti-6Al-4V，該材料具有極高的比強(qiáng)度，在常溫下的密度僅為一般鋼材的56%，而屈服強(qiáng)度可達(dá)1100MPa。經(jīng)計(jì)算，在極端工況的氣動力、離心力和溫度應(yīng)力的綜合作用下，葉根強(qiáng)度安全系數(shù)超過1.5，滿足設(shè)計(jì)要求。

2.3 軸承的選擇、潤滑和密封

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

本文的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)采用滾動軸承支撐方案。在壓縮機(jī)上游配置雙列背靠背角接觸推力軸承，主要承受壓縮機(jī)軸向氣動載荷，在壓縮機(jī)下游配置圓柱滾子徑向軸承。推力軸承軸向固定，而徑向軸承軸向浮動，可以補(bǔ)償?shù)蜏叵碌臒嶙冃?。軸承選用特殊的低溫脂潤滑，最低可耐-40℃的低溫。軸承為FAG公司產(chǎn)品，其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 軸承選型及結(jié)構(gòu)參數(shù)表Table 1 Bearing selection and structure parameters

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

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

(a) 推力軸承

(b) 徑向軸承

2.4 軸承的熱防護(hù)

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

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

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

3 轉(zhuǎn)子力學(xué)計(jì)算

3.1 轉(zhuǎn)子動力學(xué)計(jì)算

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

圖6 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子有限元建模

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

圖7 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子Campbell圖

從以上計(jì)算結(jié)果來看，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)不會發(fā)生共振，一階臨界轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)高于最高轉(zhuǎn)速，安全裕度較大。需要注意的是，在實(shí)際運(yùn)行中，滾動軸承動態(tài)特性、軸系耦合振動、氣流激振和基礎(chǔ)共振等復(fù)雜因素都會對壓縮機(jī)軸系振動特性產(chǎn)生影響[13,18-19]。

3.2 轉(zhuǎn)子熱應(yīng)力計(jì)算

在進(jìn)行低溫工況實(shí)驗(yàn)時，壓縮機(jī)流道內(nèi)的工作介質(zhì)溫度需要在2h內(nèi)從295K線性降至110K，然后維持在110K進(jìn)行氣動試驗(yàn)。因此，必須校核壓縮機(jī)組在瞬態(tài)降溫階段的結(jié)構(gòu)熱應(yīng)力，確保機(jī)組強(qiáng)度處于安全范圍內(nèi)。

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

在圖6所示模型的基礎(chǔ)上增加軸承座組件，并進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕幚恚褂胹olid227單元劃分四面體網(wǎng)格，最大網(wǎng)格尺寸設(shè)置為15mm，得到網(wǎng)格總數(shù)為74 030，所有接觸面均施加綁定約束，不考慮接觸熱阻。

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

(a) 溫度分布(℃)

(b) 應(yīng)力分布(Pa)

Fig.8Calculationresultofthecompressorrotorwhentemperaturedroppingstageends

4 調(diào)試試驗(yàn)

壓縮機(jī)組安裝后的現(xiàn)場照片如圖9所示，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子安裝在機(jī)殼內(nèi)部，驅(qū)動電機(jī)位于風(fēng)洞二拐外部，壓縮機(jī)和電機(jī)安裝在同一個公共底座上，輔助系統(tǒng)主要給壓縮機(jī)提供密封氣體。機(jī)組在常溫下先后進(jìn)行機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)實(shí)驗(yàn)和熱力性能實(shí)驗(yàn)，測試了機(jī)組各系統(tǒng)的動態(tài)性能和熱力性能，然后與風(fēng)洞聯(lián)調(diào)，開展低溫調(diào)試試驗(yàn)。由于洞體還未進(jìn)行外絕熱施工，在低溫試驗(yàn)時，外殼體也同步降溫，因此殼體表面附著了一層厚厚的冰晶。

圖9 試驗(yàn)現(xiàn)場照片

通過安裝在軸承表面的傳感器，可以準(zhǔn)確獲取壓縮機(jī)運(yùn)行時所有軸承的溫度信號和振動信號。如圖10所示，風(fēng)洞總溫首先在70min之內(nèi)從常溫線性降至200K(-73℃)，在該溫度下進(jìn)行了約30min的實(shí)驗(yàn)，在加熱片和密封氣體的共同作用下，壓縮機(jī)軸承溫度在15～25℃之間波動。繼續(xù)將總溫線性降至110K(-163℃)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，當(dāng)總溫低于-120℃時，徑向軸承和推力軸承的溫度開始緩慢下降，當(dāng)總溫達(dá)到-163℃時，推力軸承的溫度約5℃，徑向軸承的溫度約7℃，均遠(yuǎn)高于軸承的最低工作溫度-40℃，滿足設(shè)計(jì)要求。實(shí)驗(yàn)結(jié)果和圖8(a)的計(jì)算仿真結(jié)果相吻合，進(jìn)一步驗(yàn)證了轉(zhuǎn)子設(shè)計(jì)的可靠性。

圖10 軸承溫度監(jiān)控曲線

需要說明的是，在每一個實(shí)驗(yàn)工況下，軸承溫度都會達(dá)到熱平衡，但是由于時間較長，在實(shí)驗(yàn)中沒有采集到完整的數(shù)據(jù)。下一步將設(shè)計(jì)相應(yīng)的實(shí)驗(yàn)進(jìn)一步研究轉(zhuǎn)子的穩(wěn)態(tài)傳熱情況。

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

圖11 壓縮機(jī)軸承振動曲線

5 結(jié) 論

針對應(yīng)用于小型低溫風(fēng)洞上的壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子，所開展的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、仿真計(jì)算以及實(shí)驗(yàn)調(diào)試等工作，可以得出如下結(jié)論：

(1) 小型低溫風(fēng)洞壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)難點(diǎn)在于工作溫度范圍寬廣，工作轉(zhuǎn)速較高。設(shè)計(jì)時必須考慮材料選型、熱應(yīng)力校核以及低溫?zé)岱雷o(hù)等關(guān)鍵技術(shù)。

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

(3) 仿真計(jì)算表明：轉(zhuǎn)子一臨界轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)高于最大轉(zhuǎn)速，降溫結(jié)束時推力軸承座圓錐面內(nèi)側(cè)的最大應(yīng)力值約170MPa，安全系數(shù)大于1.5。機(jī)組聯(lián)合調(diào)試結(jié)果表明：當(dāng)總溫降至110K時，軸承溫度大于5℃，軸承振動在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)小于3mm/s。因此，各項(xiàng)指標(biāo)均達(dá)到設(shè)計(jì)要求，驗(yàn)證了低溫壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子設(shè)計(jì)的合理性。

[1]廖達(dá)雄, 黃知龍, 陳振華, 等. 大型低溫高雷諾數(shù)風(fēng)洞及其關(guān)鍵技術(shù)綜述[J]. 實(shí)驗(yàn)流體力學(xué), 2014, 28(2): 1-6, 20.

Liao D X, Huang Z L, Chen Z H, et al. Review on large-scale cryogenic wind tunnel and key technologies[J]. Journal of Experimentsin Fluid Mechanics, 2014, 28(2): 1-6, 20.

[2]Zhang Z, Niu L. Current status and key technologies of cryogenic wind tunnel[J]. Cryogenics, 2015, 2: 57-62.

[3]Green J, Quest G. A short history of the European Transonic Wind Tunnel (ETW)[J]. Aerospace Sciences, 2011, 47: 319-368.

[4]Trevor B, Managing D. The European Transonic Wind Tunnel-testing at flight Reynolds numbers[R]. AIAA-96-0227, 1996.

[5]惠增宏, 何明一. NF-6風(fēng)洞壓縮機(jī)及驅(qū)動系統(tǒng)研制[J]. 實(shí)驗(yàn)流體力學(xué), 2005, 19(4): 31-35.

Hui Z H, He M Y. NF-6 wind tunnel compressor and driving system[J]. Journal of Experiments in Fluid Mechanics, 2005, 19(4): 31-35.

[6]周恩民, 程松, 許靖, 等. 0.6m連續(xù)式跨聲速風(fēng)洞AV90-3軸流壓縮機(jī)喘振邊界測試研究[J]. 實(shí)驗(yàn)流體力學(xué), 2014, 28(5): 81-85.

Zhou E M, Cheng S, Xu J, et al. Surge margin test and research of AV90-3 axial compressor in 0.6m continuous transonic wind tunnel[J]. Journal of Experiments in Fluid Mechanics, 2014, 28(5): 81-85.

[7]熊波, 周恩民, 程松, 等. 0.6m連續(xù)式風(fēng)洞調(diào)試運(yùn)行關(guān)鍵技術(shù)研究[J]. 實(shí)驗(yàn)流體力學(xué), 2016, 30(4): 81-86.

Xiong B, Zhou E M, Cheng S, et al. Research on key technologies of debugging and operating in 0.6m×0.6m continuous transonic wind tunnel[J]. Journal of Experiments in Fluid Mechanics, 2016, 30(4): 81-86.

[8]姜妍, 印明洋, 王廣蘭, 等. 百萬噸乙烯壓縮機(jī)組中低溫壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中關(guān)鍵技術(shù)[J]. 通用機(jī)械, 2009,(5): 18-21.

Jiang Y, Yin M Y, Wang G L, et al. Key technologies in structural design of a million-ton ethylene cryogenic compressor unit[J]. General Machinery, 2009,(5): 18-21.

[9]Singh M, Lucas G. Blade design and analysis for steam turbines[M]. New York: Mc Graw Hill, 2011.

[10]石煒, 溫衛(wèi)東, 崔海濤. 榫連接結(jié)構(gòu)微動疲勞壽命研究[J]. 航空動力學(xué)報(bào), 2014, 29(1): 104-110.

Shi W, Wen W D, Cui H T. Research on fretting fatigue life of dovetail joints[J]. Journal of Aerospace Power, 2014, 29(1): 104-110.

[11]成玫. 轉(zhuǎn)子-軸承-密封系統(tǒng)動力學(xué)特性研究[D]. 上海: 上海交通大學(xué), 2009.

Cheng M. Study on dynamics of a rotor-bearing-seal system[D]. Shanghai: Shanghai Jiao Tong University, 2009.

[12]王維民, 齊鵬逸, 李啟行, 等. 離心式壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性控制方法研究[J]. 振動與沖擊, 2014, 33(6): 102-106.

Wang W M, Qi P Y, Li Q H, et al. Instability control strategy for rotor-bearing system in centrifugal compressor[J]. Journal of Vibration and Shock, 2014, 33(6): 102-106.

[13]Ishida Y, Yamamoto T. Linear and nonlinear rotordynamics[M]. Weinheim: Wiley, 2012.

[14]黃鐘岳. 透平式壓縮機(jī)[M]. 北京: 化學(xué)工業(yè)出版社, 2014.

[15]馬文生, 陳照波, 焦映厚, 等. 迷宮密封結(jié)構(gòu)對泄漏量和軸系臨界轉(zhuǎn)速影響分析研究[J]. 振動工程學(xué)報(bào), 2013, 26(6): 823-830.

Ma W S, Chen Z B, Jiao Y H, et al. Leakage and critical speed effect of labyrinth seal structure[J]. Journal of Vibration Engineering, 2013, 26(6): 823-830.

[16]楊東輝, 王雷雷, 沈宇紅, 等. 低溫閃蒸氣壓縮機(jī)氣缸溫度場的有限元分析[J]. 西安交通大學(xué)學(xué)報(bào), 2013, 47(1): 48-51, 67.

Yang D H, Wang L L, Shen Y H, et al. Finite analysis of cylinder temperature field in boil-off gas compressor[J]. Journal of Xi’an Jiao Tong University, 2013, 47(1): 48-51, 67.

[17]張超, 徐自力, 劉石, 等. 采用熱固雙向耦合模型的轉(zhuǎn)子熱應(yīng)力計(jì)算方法研究[J]. 西安交通大學(xué)學(xué)報(bào), 2014, 48(4): 68-72.

Zhang C, Xu Z L, Liu S, et al. Steam turbine rotor thermal stress calculation with thermo-structural coupled model[J]. Journal of Xi’an Jiao Tong University, 2014, 48(4): 68-72.

[18]崔立, 王黎欽, 鄭德志, 等. 航空發(fā)動機(jī)高速滾子軸承動態(tài)特性分析[J]. 航空學(xué)報(bào), 2008, 29(2): 492-498.

Cui L, Wang L Q, Zheng D Z, et al. Analysis on dynamic characteristics of aero-engine high-speed roller bearings[J]. Acta Aeronautica et Astronautica Sinica, 2008, 29(2): 492-498.

[19]王正. 轉(zhuǎn)動機(jī)械的轉(zhuǎn)子動力學(xué)設(shè)計(jì)[M]. 北京: 清華大學(xué)出版社, 2015.