第1章　燃气透平压缩机组及余热回收技术简介

1.1　燃气透平机组基本原理和结构

1.1.1　燃气透平机组基本原理

1.1.1.1　工质的热物性计算

在以机理为基础的燃气轮机建模过程中，工质的热物性计算是极其重要的一个环节，工质热物性计算结果的准确度直接影响模型仿真计算的结果。

气体的热力学性质是指气体的压力p、体积V、温度T、焓H、熵S、内能U、自由能F、吉布斯自由能G、逸度f等。其中，p、V、T是气体的基本热力学性质，可以通过实验直接测量，而其他热力学性质，如焓H、熵S、内能U、自由能F等不便于直接测量，需要以气体的数据为基础，利用热力学基本关系式进行推算。

（1）实际气体状态方程

对于单相纯物质气体，任意确定p、V、T三者中的两个，则第三个物理量就可以确定，从而气体的状态完全确定，其状态方程为：

　　（1-1）

理想气体方程是最简单的状态方程：

　　（1-2）

式中，p为气体的压力；T为气体的热力学温度；V为气体的摩尔体积；R为通用气体常数。当p、V、T采用标准单位时，R的值为8.134J/（mol·K）。

理想气体没有考虑分子本身占有的体积，并且假定分子之间不存在作用力，实际气体只有在压力极低的时候才能近似按理想气体处理。历史上，人们提出了许多实际气体的状态方程，这些方程在一定的范围内能够较准确地描述气体状态。如基于统计力学而导出的Virial方程，以van der Waals为代表的立方形方程以及其他非解析方程。

立方形方程通式如下：

　　（1-3）

常用立方形状态方程的常数如表1-1所示。

van der Waals方程是由范德瓦尔斯于1873年提出的对理想气体状态方程的修正式。式中，a、b是与气体种类相关的正常数，称为范德瓦尔斯常数。van der Waals方程是半经验的状态方程，可以较好地描述实际气体的基本特性，虽然不精确，但是对后来新状态方程的发现具有重要指导作用。

1949年，Redlich和Kwong对压力项进行了修正，得到了R-K方程。1972年，Soave对R-K方程进行了修正，得到了S-R-K方程，该方程是PRO/Ⅱ热物性仿真计算的默认状态方程。P-R方程对方程引力项进行了修正，克服了R-K方程预计物质液相密度误差大的缺陷。

（2）实际气体的热力学性质

实际气体在高温低压的状态下，其性质与理想气体相近，涠洲终端西门子Typhoon机组燃料气，温度在300～400K，压力最高不超过5MPa，且由于是混合气体，各组分气体的分压均小于总压，除少数重组分气体外，其他组分的临界压力高、临界温度低，在上述温度和压力范围内可以近似认为处于高温低压的状态，可以使用理想气体相关知识指导热物性计算。

对于实际气体，测得其压力足够低时的定压比热容，在已知状态方程的前提下，即可由下式求得任意压力下的定压比热容。

　　（1-4）

已知状态方程的实际气体，其焓可以由式（1-5）计算得到：

　　（1-5）

（3）混合物的热力学性质

①混合规则　对于实际气体，由于增加了组分，p、V、T不能完全确定气体的状态方程。气体混合物的自由度数f、组分数N和相数ϕ之间的关系为：

　　（1-6）

对于气体混合物，其相数ϕ=1，因此其自由度为：

　　（1-7）

对于纯物质，若N=1，则f=2，因此当纯物质的p和T确定时，体系的V便可确定。对于气体混合物，当p和T确定时，还必须有N-1个组分参数才能确定V。由于混合物的p-V-T关系需要大量的实验数据，因此通常的研究方法是看作一种虚拟的纯物质，具有纯物质所具有的特征参数，当将这些虚拟特征参数代入适用于纯物质的p-V-T关系，就能较为准确地表达混合物的行为，这些虚拟参数，是由组成混合物的各个纯物质的特征参数及混合物的组成比例按照一定的混合规则得到的。不同的状态方程，有不同的混合规则，可以参阅化工热力学相关文献。

②均相混合物的热力学性质计算　设混合气体总物质的量为n，组分i的物质的量为ni，则有：

　　（1-8）

混合气体的总内能为nU，总熵为nS，总体积为nV，其中U、S、V分别为每摩尔混合物所具有的内能、熵、体积。对于开口系，混合气体的总内能可表示为如下函数：

　　（1-9）

上式的全微分：

　

　（1-10）

对于定组分的混合气体，其热力学基本关系有：

　　（1-11）

由此可得：

　　（1-12）

　　（1-13）

因此：

　　（1-14）

　　（1-15）

　　（1-16）

　　（1-17）

由nH=nU+p（nV），得：

　　（1-18）

代换d（nU）得：

　　（1-19）

与基本关系相比：

　　（1-20）

同理可得四个总性质对于组分量的偏导数彼此相等，定义为化学势μi：

　　

（1-21）

化学位是状态函数，并且具有强度性质，常用的是以自由焓定义的化学位。化学位等于保持混合气体的温度、压力不变的条件下，在无限多的混合气体中加入1mol i组分时体系的自由焓变化值。以化学位表示的变组分混合气体热力学基本关系式：

　　（1-22）

　　（1-23）

　　（1-24）

　　（1-25）

对于燃气轮机压气机，通常处于稳定流动，压缩过程没有化学反应，组分不发生变化，因此可以认为是闭口系，此时，dni=0，上式简化为定组分均相混合气体热力学基本关系式。

③理想气体混合物　理想气体混合物的热力学性质取决于组分的热力学性质及比例，若各组分全部处于理想气体状态，则其混合物也处于理想气体状态，具有理想气体的一切特性，因此可以把理想气体混合物看作气体常数和摩尔质量分别为Rmix和Mmix的某种假想理想气体。

混合理想气体各组分占据相同的体积V，满足理想气体状态方程：

　　（1-26）

式中，pi为组分分压，满足道尔顿分压定律。

　　（1-27）

理想气体混合物摩尔分数：

　　（1-28）

质量分数：

　　（1-29）

理想气体混合物的比焓：

　　（1-30）

式中，hi为组分在压力pi和温度T时的焓值。

理想气体混合物的比热容：

　　（1-31）

式中，为组分在压力pi和温度T时的定压比热容。

理想气体混合物的密度：

　　（1-32）

式中，为组分在分压pi和温度T时的密度。

（4）多组分混合工质的部分冷凝

压气机的多组分混合工质中常常含有易液化的重组分。在中间冷却时，经过压缩的混合工质温度降低到入口温度范围，而压力基本维持不变，当温度低于部分某些组分在分压下对应的饱和温度时，组分常常出现部分冷凝，部分冷凝直接影响进入下一段的工质组分情况，因此下一段混合工质的摩尔质量和质量流量也会发生变化。

多组分混合工质部分冷凝可以通过理论值计算，设混合工质含有c种组分，摩尔流量为F（kmol/h），组分摩尔分数为zi；温度为T，压力为p；气相流量为V（kmol/h），组分摩尔分数为yi；液相流量为L（kmol/h），组分摩尔分数为xi。

对处于相平衡的混合工质中的组分i，其热力学条件为气相逸度和液相逸度相等：

　　（1-33）

分析多组分工质部分冷凝的任务是在给定F、zi、T、p的条件下，求取气相组分摩尔分数yi和液相组分摩尔分数xi。

相平衡方程：

　　（1-34）

式中，Ki为相平衡常数，混合物中i组分的相平衡常数Ki是温度、压力及平衡气-液相组成的函数，由于组成对相平衡常数的影响比较小，简化计算时可以忽略，即认为相平衡常数是温度和压力的函数。对于烃类气体可采用以下关联式估计：

　　（1-35）

对其他气体可采用下式估算，为组分i在温度为T时的饱和蒸气压：

　　（1-36）

对不可能液化的组分，相平衡指数可以设定为较高的值。

定义摩尔汽化分率：

　　（1-37）

由物料平衡方程：

　　（1-38）

代入汽化分率e并消去yi，得：

　　（1-39）

由可得：

　　（1-40）

则上式求解汽化分率e，可以采用如下迭代方法：

　　（1-41）

其中：

　　（1-42）

　　（1-43）

由于平衡常数与混合状态相关，直接计算较为困难，并且误差较大，因此其相平衡可以在Quest Consult网站计算。多组分混合工质的部分冷凝也可以在PRO/Ⅱ中以闪蒸模型进行分析，可以计算冷凝组分的摩尔质量，并分离水和其他液态组分，气态组分输入下一段压缩机继续压缩。基于PRO/Ⅱ的部分冷凝分析示意图如图1-1所示。

1.1.1.2　燃气透平机组工作原理

燃气轮机装置和其他热力机械动力循环一样，都是为实现热能转变为机械功的一系列热力过程的连续封闭循环。在这些能量转换的热力过程中，遵守热力学第一定律，必然存在有补偿过程。在循环中要得到机械功，工质的温度则要降低，工质的压力也随之下降；与此相反，当机械功变为热能时，也伴随有补偿过程——工质的温度升高，压力也随着增加。

在燃气轮机装置中，各种热力过程是连续进行的。

首先对工质进行压缩，在压缩过程中，要消耗外部提供的机械功，必然伴随有温度的增加和压力的升高；然后外部热源（燃烧室中燃料燃烧反应释放出的热量）对工质进行加热，使工质的温度增高，这一过程是工质的蓄热过程。因此，可以把工质的压缩和加热过程看作为实现热功转换的准备过程。随后的过程则是把准备过程中工质储存的热量在其膨胀过程中转变为机械功。要完成这一过程必然要消耗一部分热量（这部分热量先转变为动能，这部分动能又做机械功），因而使工质的压力降低，并且也相应地使工质的温度降低。未消耗完的热量随着工质一起排入到大气中去。此时，工质又恢复到压缩过程开始时的相应状态，因而使循环闭合。

根据热力学第二定律，任何热力过程的实现必须有热源和冷源。在热力过程中，温度高的热源把热量排给温度低的冷源。热机工作时，从高温热源取得热量，把其中一部分转变为机械功，把其余的部分排到低温热源中去，而不能把全部热源的热量都用来做机械功。

从循环中把工作完了的工质排到大气，而把做机械功剩余的热量从循环中排到冷源，使工质回到循环初始状态。同时，又重新从大气中吸入新的工质。这两种过程（排出废气和吸入新工质）同时进行的这种循环方式，在热力学中称为开式循环。

工质在膨胀过程中得到的机械功与工质在压缩过程中消耗的机械功之差称为有用功。循环中相应于转变为有用功的这部分热量与外部能源中提供的全部热量之比称为循环效率。

燃气轮机具有效率高、功率大、体积小、投资省、运行成本低和寿命周期较长等优点。

在燃气轮机的发展过程中，合理的结构设计及其不断的完善起了很大的作用。可以这样说，它是使燃气轮机不断提高性能的基础之一。

每台燃气轮机的特性都是不同的，燃气轮机的性能主要体现在其特性曲线上。索拉MARS90机组的特性曲线如图1-2所示。

1.1.2　燃气透平机组基本结构

燃气涡轮发动机主要由压气机、燃烧室和燃气涡轮三大部件组成。燃气涡轮发动机与压气机、负载的不同连接方式，使得燃气轮机在结构设计上分成单轴、分轴、套轴、三轴等轴系结构。燃气轮机在发展过程中分为轻型结构和重型结构，轻型结构又分为航机改型和工业型两支，工业型结构在某种程度上可以认为是介乎轻型和重型结构之间的产品型式。中国海洋石油总公司所属油、气田生产平台上采用的燃气轮机大都属于工业型机组。目前湛江分公司所管辖的油、气田采用的燃气轮机均属于工业型机组。

比如，东方1-1气田所选用的机组是美国Solar公司生产的Centaur 40单轴燃气涡轮发动机，它与涠洲11-4油田所用的Centaur H燃气涡轮发动机为同类型的燃气涡轮发动机，属于工业型，但其在结构设计上采用了许多先进的航空技术，三大部件（压气机、燃烧室、燃气涡轮发动机）的设计基本上采用航空型设计。因此，该型号的发动机重量较轻，属于轻型机组，它与重型机组比较，主要优点是发动机的转子不容易受机组排烟管设计原因等产生的“热积聚”而产生弯曲，造成机组热机启动振动高而关停。此类发动机仅适宜配用较小功率的发电机。

1.1.2.1　压气机

根据燃气轮机原理，压气机是燃气轮机的三个主要的部件之一，是吸入空气并将空气压缩到一定压力的部件。目前，在燃气轮机中所用到的压气机有轴流式压气机和离心式压气机两种。轴流式压气机由于流量大和效率高，其在大中型压缩机中获得了广泛的应用，特别在大型机组中无不例外都用到它。离心式压气机主要用在小功率燃气轮机中，因为这时空气流量小，离心式的效率高于轴流式的，而且使用离心式压气机还简化了机组在某些中小功率燃气轮机中的结构。工业上有在多级轴流式压气机的最后一级加一离心级，或在一离心级前加一至二级轴流式的形式，从而形成组合式压气机，使两种压气机的优点得到了综合利用。

Solar Centaur 40型燃气涡轮发动机组采用的是轴流式压气机，其外观如图1-3所示。

该型号的压气机由11级静子和11级转子组成，压气机安装有可转导叶，可转导叶一般安装于压气机的进口，其目的是匹配压气机里的气流容量，改善压气机在不同工作条件下的性能，可转导叶的级数由压气机的气动设计而定，可为一级，也可以为多级。Centaur 40型燃气轮机的压气机有3级可转导叶，分别安装于压气机进口的第1、2、3级。

压气机的出口配置有扩压口（diffuser），压缩空气到达扩压口时，由于通道突然变大，气流动能减弱，使压力增加。因此，它是燃气涡轮发动机压缩空气的压力最高点。压气机的排放压力是在扩压口测量的，所产生的压缩空气，约1/4用于与燃料混合，帮助燃烧；约3/4用于冷却发动机的受热部分。1996年前Solar公司生产的燃气涡轮发动机的燃料控制系统，在机组启动期间直接利用“PCD”压力控制燃油、燃料气计量阀，调节进入燃烧室的燃料量来控制机组的加速度，在机组运转期间限制着机组的负荷量。1996年后生产的机组，虽然原用的燃料控制装置已改为电子控制装置，但“PCD”压力仍是机组启动和加载控制的重要参数。此外，在机组运行过程中，“PCD”还为迷宫式轴承油封提供密封空气。因此，与其他类型的燃气涡轮发动机一样，“PCD”是衡量燃气涡轮发动机性能的重要参数之一。机组运行一段时间后，压气机的叶片会受到尘土、油污等的污染，压气机的排放压力会下降，因此，需要定期用溶剂和清水清洁压气机，以保证机组发挥正常的功效。

（1）压气机发生喘振现象的原因

假如流经压气机的空气流量减小到一定程度，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，同时还会发出巨大的声响，机组伴随有强烈的振动，这种现象通常称为喘振现象。在机组的实际运行中，绝不能允许压气机在喘振工况下工作。

那么，喘振现象究竟是怎样产生的呢？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。

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，气流的轴向速度就要加大。假如压气机的转速n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，情况就完全相反了。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，在惯性的作用下，存在着一种使气流离开叶片的背弧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级中，气流的脱离现象多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。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。因而，这种脱离现象又称为旋转脱离（旋转失速）。

当压气机在低转速区工作时，经常会出现旋转失速现象。该现象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出：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。只要当空气体积流量减小到一定程度后，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。

那么，在压气机中发生的强烈旋转失速，为什么会进一步发展成为喘振现象呢？

当压气机的工作情况正常时，随着空气体积流量的减小，容器中的压力就会增高。但是，当体积流量减小到一定程度时，在压气机的通流部分中，将开始产生旋转失速现象。假如空气的体积流量继续减小，旋转失速就会强化和发展。当它发展到某种程度后，由于气流的强烈脉动，就会使压气机的出口压力突然下降。这时，容器中的空气压力要比压气机出口的压力高，这将导致一部分空气从容器侧倒流到压气机中去；而另一部分空气则仍然会继续通过阀门流到容器外面去。由于这两个因素的同时作用，容器的压力就会立即降下来。假如当时压气机的转速恒定不变，那么随着容器压力的下降，流经压气机的空气体积流量就会自动增加上去；与此同时，在叶栅中发生的气流失速现象逐渐趋于消失，压气机的工作情况将恢复正常。当这种情况继续一个很短的时间后，容器的压力会再次增高，流经压气机的空气流量又会重新减下来，在压气机通流部分中发生的气流失速现象又会出现。上述过程就会周而复始地进行下去。这种在压气机和容器之间发生的空气流量和压力参数时大时小的周期性振荡，就是压气机的喘振现象。

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振荡周期就越长，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完全一样。

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、燃气涡轮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绝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，此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，当压气机在高于设计转速情况下工作时，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。

（2）防止在压气机中发生喘振现象的措施

概括起来说，防止发生喘振现象的措施有五个方面：

①在设计压气机时应合理选择各级之间的流量系数，力求扩大压气机的稳定工作范围。

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。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，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，因而通常把压气机的第一级入口导叶，设计成为可以旋转的。采用可转导叶的措施不仅可以防止压气机的第一级进入喘振工况，而且还能使其后各级的流动情况得到改善。因为当压气机动叶中气流的正冲角减小时，级的外加功量就会下降，也就是说，在压气机第一级出口处，空气的压力比较低，这样就可以增大流到其后各级中去的空气体积流量，使这些级的气流冲角适当减小，因而有利于改善这些级的稳定工作特性。

③在压气机通流部分的某一个或若干个截面上，采取安装防喘放气阀的措施。鉴于机组在启动工况和低转速工况下，流经压气机前几级的空气流量过少，以致会产生较大的正冲角，而使压气机进入喘振工况，于是人们就设想出在容易进入喘振工况的某些级的后面，开启一个或几个旁通放气阀，迫使大量空气流过放气阀之前的那些级，那么就有可能避免在这些级中产生过大的正冲角，从而达到防喘的目的。

④合理地选择压气机的运行工况点，使机组在满负荷工况下的运行点离压气机喘振边界线有一定的安全裕量。

⑤把一台高压比的压气机分解成为两个压缩比较低的高、低压压气机，依次串联工作；并分别采用两个转速可以独立变化的涡轮来带动的双轴（转子）燃气轮机方案，可以扩大高压比压气机的稳定工作范围。

1.1.2.2　透平

透平是燃气轮机的又一主要部件，它的功能是将高温高压燃气中的能量转变为机械能，其中约3/5～2/3的能量用以带动空气压气机压缩空气，其余的能量则作为燃气轮机的输出功率以带动负载。

透平分成向心式、轴流式等。由于向心式结构复杂，而且单级功率有限，又难以串接多级，所以实际使用的机组主要采用轴流式燃气涡轮发动机。其特点是功率大、流量大、效率高。向心式透平是一种径流透平，主要在一些小功率燃气轮机中应用。相对于压气机来说，透平的一个显著不同是工作气体温度高。目前，工业用燃气透平机透平进口燃气温度约为900～1100℃，比航机还要高，最高已在1400℃以上。另一个不同是透平级中能量转换大，如有的透平中的焓降高达75kcal/kg，因而透平级的气动负荷大，整个透平的级数少。一些小功率燃气轮机的透平只有一级，而大多数燃气轮机的透平则为2～4级，多的达5～7级，通常所使用的为3级透平。多数透平的通流部分，通常用的是等内径或等平均直径，或与这两者相近的流道，等外径的则应用较少。

与压气机相类似，气流在透平中流动的通道也是由静叶片和动叶片交替排列而成的。虽然压气机和透平都是由动、静叶片组成，但二者本质上是不同的，压气机的动、静叶片组成了一个沿轴向逐渐收缩的通道，使空气由外界吸入后逐级被压缩；而透平的动、静叶片组成了一个沿轴向逐渐扩张的通道，使高压、高温燃气在这个通道中逐级膨胀做功。由于透平的工作温度比压气机的工作温度要高得多，所以在透平的结构设计上，要考虑冷却、热膨胀等问题，并做出特殊处理。一般来说，透平进口的几级动静叶需要一定的冷却，尤其是与燃烧室出口相连的首级燃气涡轮静叶。一般在结构设计上，在压气机的某一级出口处引出部分压缩空气到燃气涡轮发动机作为冷却空气，用于冷却透平叶片、叶片轮盘等热部件。

（1）透平静叶

透平静叶又称喷嘴，在航机中叫作导向叶片。它的作用是使高温燃气在其中膨胀加速，把燃气的内能转化为动能，然后推动转子旋转做功。

工作时，透平静叶所处的条件是很恶劣的，最主要的是被高温燃气所包围，特别是第1级静叶，所接触的温度最高，且是温度差别最大的气体。在启动和停机时，它又是受到热冲击最为厉害的零部件。

因此，要求静叶必须满足以下要求：①耐高温、耐热腐蚀；②耐热冲击；③耐热应力；④足够的刚度和强度。

耐高温和耐热冲击首先是靠材料的性能来保证。目前，工作温度在800℃以上的高温的静叶，国外广泛采用铸造钴基合金，它不仅有好的高温机械性能和好的抗热腐蚀性能，还有好的抗热疲劳性能，而且铸造工艺性能好。

（2）透平动叶

透平动叶是把高温燃气的能量转变为转子机械能的关键部件之一。透平机组运行时，动叶不仅被高温燃气所包围，且由于高速旋转而产生巨大的离心力，同时还承受着气流的气动力以及较多作用力可能引起的振动等，当燃气温度沿周围不均匀时，将使动叶承受周期性的温度变化，这在第1级动叶中较明显。此外，动叶还要承受高温燃气引起的腐蚀和侵蚀，因而透平动叶的工作条件是很恶劣的，它是决定机组寿命的主要零件之一。

透平动叶是用耐热材料的锻造毛坯经过机加工得来，近年来，由于铸冶铸造工艺的进步及耐高温的镍基铸造合金的发展，透平大多数现已采用精铸动叶，用于空气内部冷却的动叶。精铸叶片不仅比锻造挤压叶片的工艺简便，且能获得复杂的内部冷却空气流道的形状，增强冷却效果，因而优点甚为显著，通常，用无裕量精铸得到的叶片，叶身只需抛光即可，叶根由于精度要求高还需进一步加工得到。动叶的基本结构为叶身扭转，顶部带冠，根部是带工字形长柄的纵树形叶根，在叶根两侧和叶冠上有气封齿。

1.1.2.3　燃烧室

燃烧室是组成燃气轮机的又一个主要部件，燃烧室的功能是保证压气机提供的高压气流与外部燃料系统注入的燃料充分混合燃烧。燃烧室结构通常由下列部件组成：外壳、火焰管、火焰稳定器、燃料喷嘴、点火设备和观察孔等。燃烧室按布置方式划分，可有：分管型、环型、环管型、管头环型、双环腔型和圆筒型等。这些形式的燃烧室从气流通过燃烧室的流程来划分，又可分成：直流式、回流式、角流式和旋风式等。本项目采用的燃烧室是环型、直流式燃烧室。环型空间中旋流器和喷油嘴排成一圈。燃烧室的结构因燃烧的燃料不同还有差别，如用液体燃料或气体燃料，燃烧室的燃料喷嘴、点火设备等都不一样，如果燃烧室是双燃料的，既可用液体燃料也可用气体燃料，则燃烧室的燃料喷嘴、点火设备等有可能要采用双套。本项目采用的燃气涡轮发动机为双燃料发动机，可以使用柴油和天然气作为燃料，燃烧室的周围安装有10个双燃料喷嘴。此外，在燃烧室的顶部安装有一个将压气内部分气流引向机组排气装置的空气排放阀（air bleed valve）。其作用是在机组启动周期，机组压气机转速（英文缩写NGP）低于65%时保持打开，将压气机内部分气流引向机组排气装置，防止压气机内部产生紊流，使压气机产生喘振（surge）而损坏机组。因此，机组启动前应注意检查此阀门是否处于打开状态。

工作时，燃料在燃烧室中与空气混合燃烧，火焰区的温度达1800～2000℃，是整台燃气轮机中温度最高的地方。故燃烧室中热的问题最为突出，其中火焰筒是燃气轮机中重要的易损部件之一，对机组的检修周期和寿命有很大影响。

燃烧室的结构要满足下述要求：

①良好的冷却。主要是指火焰筒，在燃烧区火焰的温度高达1800～2000℃，火焰筒各处的壁温应低于800℃。

②能自由热膨胀。这对于薄壁燃烧室特别重要，不然易产生弯曲变形和裂纹，以致损毁。

③刚性好。对于薄壁零件，既要求有足够的刚性，以免发生变形；又能在高速气流的冲刷下不会发生振动。

④便于维修和更换。

1.1.3　燃气透平发电机简介

透平发电机是由汽轮机或燃气轮机驱动的发电机，与锅炉、汽轮机合称火电厂的三大主机。现代的透平发电机都是三相交流同步发电机，它利用电磁感应原理，将汽轮机或燃气轮机的机械能变为电能输出。透平发电机的主要系统有：变频启动系统、燃料气系统、控制系统、空气压缩系统、滑油系统、干气密封系统等。主要组件有：透平发动机、动力输出轴、发电机以及仪表盘等。

海上透平发电机的设计应符合海上生产环境，符合甚至超过NEMA（National Electrical Manufacture’s Association）标准。发电机的绝缘等级为Class F，适合湿度高、多盐的环境。发电机的轴承为轴套式轴承，允许主轴有轴向移动，采用轴肩与轴承来限制主轴的轴向移动距离。机组运转期间，在发电机转子和定子之间磁场的作用下，发电机的主轴位于轴承的中心线上。在启动和停机的过程中，磁场作用力不存在。因此，如果发电机在安装时不在同一水平面，机组启动或停机时，在重力的作用下，主轴有可能脱离磁场中心，引起轴承的损坏。为了防止发电机转子轴向位移超过其允许值而引起轴承的损坏，在减速齿轮箱和发电机之间采用限制末端浮动联轴节。

1.1.3.1　透平发电机运行的影响因素

包括进气温度、进气压力、大气湿度、燃料成分、启动频率以及负荷等。

（1）进气温度影响分析

燃气轮机是恒体积流量的动力设备，流过的空气质量取决于空气密度，气温越高密度越低，致使吸入压气机的空气质量流量减小，机组的做功能力随之变小，即说明燃气轮机带载能力会随环境温度的升高而下降。同时随着吸入空气的热力学温度升高，压气机的耗功量也会升高，两者成正比关系，此时燃气轮机的净出力减小。在燃气轮机的实际运行中，随着大气温度的升高，燃气轮机的净出力和效率都会有所下降。

燃气轮机标定的带载能力通常是基于ISO标准状态，具体为：环境温度15℃，在标准大气压力下和60%的相对湿度。然而，海上平台昼夜温差达10℃，季节温差达40～50℃，海上石油平台上的燃气轮机机组不可能总在设计工况下运行。因此在海洋运行条件下，随季节、昼夜和地区的变化，大气温度对燃气轮机的工作有明显影响。

以索拉MARS90机组燃气轮机为例，环境温度降低10℃，其机组功率约增大6%，热耗率降低约1%。

空气密度计算公式为：

　　（1-44）

式中，p为标准大气压，101325Pa；M为空气的摩尔质量，29g/mol；R为气体常数，8.314J/（mol·K）；T为热力学温度。ISO标准状态下，即机组进气温度为15℃（288K）时，计算得到空气密度为1.227kg/m3，根据海上平台夏季环境温度情况，当进气温度为35℃（308K）时，空气密度为1.147kg/m3。

这说明，燃气轮机在夏季运转，进气温度为35℃时，相对于ISO标准状态，单位时间内燃气轮机机组少吸入了约6.94%的工质，投入相应的燃料后，燃气轮机的总带载能力将降低6.94%。

从仿真结果看，大气温度对燃气轮机的影响较大，其中透平排烟温度T4随温度的变化方向是相反的，当大气温度升高时，排温升高，其他特性参数如燃气轮机的比效率、最大功率、比油耗随大气温度的升高而下降。温度降低10℃，其机组功率约增大7%，效率升高3%。

（2）进气压力影响分析

大气压力的变化直接影响空气的比热容，进而影响进入压气机的空气质量流量和输出功率。当大气压力增加时，空气的比热容下降，其质量流量增加，从而增加了机组的输出功率。也就是说，随着大气压力的降低，空气将变得稀薄，在压气机吸入空气体积流量不变化的前提下，燃气轮机的进气质量流量将会相应减小，因而导致燃气轮机的功率下降。

燃气轮机的进气装置一般分为两种：一种为侧向进气；另一种为后向进气。由于系统中存在管道、弯管、变截面缩管、百叶窗、空气滤清器及消声器等非规则形状的通道部件，而且燃气轮机进气系统尺寸较大，工作时需气量也大，空气流速较高，在进气流道中一般会形成湍流运动。由于湍流运动中流体质点的运动轨迹极不规则，流体互相剧烈掺混，同一空间点处的流动参量如速度、压力变化剧烈，呈现出非定常流动特点。

在进气系统中既有沿程损失，也有局部损失。沿程阻力损失主要是由于流体黏性带来的各流层内部及流体与壁面间的摩擦等耗散现象引起的机械能损失，一般海上燃气轮机的进气流阻损失中占20%。它与管道长度L、管壁粗糙度Δ和沿程阻力系数λ等有关。

局部阻力损失是指流体经固体边壁发生急剧变化的区域时，如截面突然扩大或缩小、管道转弯等，流体微团将相互碰撞并产生涡流，使流体内部状态发生变化及重组，从而引起单位质量流体在该局部区域较大的机械能损失。

（3）大气湿度影响分析

海上石油平台燃气轮机是在海上运行，吸入的空气中含有水分，水分的多少可用相对湿度来衡量。相对湿度指空气中水汽压与饱和水汽压的百分比，即湿空气的绝对湿度与相同温度下可能达到的最大绝对湿度之比，也可表示为湿空气中水蒸气分压力与相同温度下水的饱和压力之比。

大气湿度的变化会对燃气轮机的性能及其工作特性产生一定的影响，其物理本质是湿度使进入燃气轮机空气的物理性质发生了变化。海上石油平台燃气轮机的进气在常温常压下仍可以视为理想气体。但热物理性质（定压比热容cp、气体常数R等）与干空气不同，对燃气轮机热力过程产生的影响不可忽略。

按全球大气标准，地面大气最大含湿量可达到0.035kg水蒸气/kg干空气。湿空气中水蒸气的分压力p，与同一温度、同样压力下饱和湿空气中水蒸气分压力ps（t）的比值，称为相对湿度ϕ。

混有水蒸气的湿空气比干空气的气体常数和比热容大，使得燃气发生器的出口气流速度增大，导致燃气轮机的输出功率增大。当混入湿空气的湿度增加时，含湿量也随之增加，其密度下降，通过燃烧室中的空气流量减小，相对湿度越大时，参加燃烧的空气量相对减少得就越多，向燃烧室喷入的燃油量也相对减少得多，从而导致机组的功率下降，这是湿度对功率产生影响的两个方面。

（4）燃料成分影响分析

实际海上石油平台上的燃气轮机所采用的燃料往往是“就地取材”的，虽然利用海上油气平台在正常生产中采集到的天然气来供给燃气轮机消耗，可以避免采油平台远离陆地燃料运输过程中带来的不便、危险以及高昂的运输费用等问题，但是由于采集到的燃料成分十分复杂，如果里面有凝结的液体碳氢化合物（轻烃），并进入燃气轮机的燃料系统，将造成高温烟气通道部件寿命的缩短。如果碳氢化合物被带进的数量非常小还可以承受，但是在极端的情况下，带进的液体碳氢化合物会使高温烟气通道的硬件暴露在极端的过高温度条件下，并明显缩短高温烟气通道部件的寿命和修理间隔期。

在燃气轮机工业应用中，天然气以其最低的辐射能、极少的杂质含量而一直作为传统的燃料，但由于天然气在供应及价格上的缺点使其应用受到限制。由于氢碳含量较高的甲烷燃烧时可产生较多的水蒸气，因此天然气的燃烧产物中有较高的比热容，所以总体来说，燃用天然气要比燃用轻柴油增加将近2%的功率。以索拉MARS90机组燃气轮机为例，在ISO工况下[即：环境温度15℃，1atm（1atm=101325Pa），相对湿度60%，海拔0m]，燃用天然气时的额定功率为9MW。

（5）启动频率影响分析

燃气轮机具有效率高、启动快、运转平稳等特点，每一次启动、停机都使其高温部件经历一次大的热循环。虽然控制系统控制着火点、升温、甩负荷等运行曲线，能使燃气轮机的热效应达到最小，但一台需要频繁启动和停机的燃气轮机的零件寿命，明显要比连续工作的同样机组零件寿命短。因此在燃气轮机的实际过程中，要做好运行维护方面的工作。在恰当的时间间隔内进行燃气轮机的检修和清理，不仅能有效保证其实际运行效率，还能减小其入口压力损失，提高燃气轮机的带载能力。

（6）负荷影响分析

燃气轮机在实际运行过程中，由于机械磨损等原因，不可能一直处于标准工况下。在外界负荷和大气温度等因素变化时，燃气轮机的功率P、转速n和效率η等参数都相应变化，使燃气轮机处在偏离设计工况的变工况下运行，这时燃气轮机各个参数的变化情况、运行的安全性以及启动和加载性能等，统称为燃气轮机变工况性能。在变工况的情况下，燃气轮机的效率自然会受到一定程度的影响。

高温通道部件的寿命在不同模式运行时受到不同的影响。满负荷跳闸甩负荷时对部件寿命的影响相当于8次正常启、停循环操作，这是因为此时在叶片和喷嘴处产生热应力，较高的热应力意味着很少的几次循环就会使燃气轮机的相关部件产生裂纹，减短其使用寿命，增加维修成本和启停次数，影响燃气轮机的带载能力和效率。

（7）环境因素及附属设备效率影响分析

由于燃气轮机吸入周围环境的空气，因此在采用同种燃料的前提下，影响进入空压机空气质量流量的任何因素，例如环境温度、大气压力和相对湿度等，对燃气轮机机组的功率和热耗率等性能均会产生一定的影响，把这些因素统称为环境因素对燃气轮机带载能力和效率的影响。

值得注意的是，这些因素并不是独立影响燃气轮机的带载能力和效率，而是相互耦合作用的。以进气温度和大气压力为例，与单一的高环境温度或进气压力损失导致燃气轮机输出功率减少量相比，在环境温度和进气压力损失耦合作用下，燃气轮机在各工况输出功率减少量不是单一的环境温度和进气压力损失作用的线性叠加，而是不同程度有所恶化。可见，环境温度和进气压力损失对燃气轮机的影响是相互作用的。在环境温度36℃时，燃气轮机输出功率减少量为312kW；在进气压力损失5kPa时，燃气轮机输出功率减少量为623kW；当环境温度36℃和进气压力损失5kPa同时发生时，燃气轮机输出功率减少量为1081kW，比相同条件下单一的环境温度和进气压力损失作用的线性叠加还要多146kW。而且此时输出功率减少量超过了4.5%的设计功率。

维修次数和运行费用受透平吸入的空气质量（品质）的影响。除了空气中的杂质对高温烟气通道部件有损害外，灰尘、盐和油等杂质也能对压气机叶片引起腐蚀和结垢。超细污垢颗粒进入以及吸入油气、烟、海盐和工业排气都会导致压气机结垢。压气机叶片的腐蚀使叶片表面产生凹痕，它不仅增加了表面粗糙度，也成为产生疲劳裂纹的潜在部位。这些表面粗糙度和叶片外形的变化会降低空气流量和压气机效率，同样导致燃气轮机的功率和总热效率降低。

燃气轮机机组的齿轮箱和发电机都具有一定的效率损失，同时机组由齿轮箱传动的主滑油泵也消耗一部分原动机输出的功率。如果齿轮箱及发电机的效率下降或主滑油泵的工况不良，将会进一步影响机组的带载能力。

（8）涡轮叶片温度限制

燃气轮机涡轮叶片的强度和疲劳寿命直接关系到燃气轮机在服役期间的稳定性和可靠性，而涡轮叶片的温度对叶片寿命的影响最直接。

随着燃气轮机机组的运转，诸多因素将导致机组不可恢复性能下降和可恢复性能下降的情况发生。不可恢复性能下降主要是由机组物理磨损及内部机件损伤等原因引起的，仅能由机组大修进行恢复；可恢复性能下降主要为通过进气系统、燃料系统及清洗系统进入机组的污染物引起，而由污染物引起的机组性能下降基本上可采取标准的洗车措施进行性能恢复。通过多次洗车措施使燃气轮机的性能得到一定程度的恢复，带载能力和效率也会有所提高。

除此以外，在空气进入透平之前，可通过注入蒸汽或者水，以增大质量流量，降低涡轮叶片的温度，从而增加燃气轮机机组的功率，同时还能降低NOx的排放量。索拉公司燃气轮机的设计，一般考虑向燃烧器及压气机排气口注入的蒸汽量可达到压气机空气流量的5%左右。需要注意的是，注入的蒸汽必须有一定的过热度（一般考虑13℃），并且其压力是同燃料气的压力相匹配的。

（9）正常工作磨损

磨损是机械运行过程中不可避免的一种机械能损耗。随着运转时间的增加，燃气轮机的磨损将随之增大，机组性能将随之降低。污垢对性能的影响主要反映在燃气轮机和压气机的通道上。燃料中含有的杂质在燃烧后形成灰垢，堆积在燃气轮机的热流通道部件上，空气中存在的灰尘经过进气滤网过滤后仍有少量进入压气机，其中的一部分堆积在压气机流道叶片上。污垢堆积后使叶片形状发生变化，气流流动损失增大，从而使压气机耗功增加；与此同时，由于燃气中灰分的冲刷，高温腐蚀引起的动、静叶片叶型变化，汽缸老化变形和高温烧蚀引起的叶片顶部和底部的间隙变大等，也会引起燃气轮机效率下降，从而导致燃气轮机机组带载能力降低。

1.1.3.2　透平发电机优化运行措施

（1）提高燃气轮机有效效率

发电机组作为海上油气田上的主要产能设备，其机组排烟温度一般可达到350℃以上，余热利用的潜力比较大。根据现有研究成果，燃油、燃气产生的热能只有25%～35%转化为电能，约有30%随废气排出，其他热能通过发动机机身散发和冷却循环水等带走。因此回收机组排烟和冷却水中的余热，对于提高电站乃至油气田整体用能效率意义重大。

当前存在应用实例的技术主要有烟气余热回收技术、缸套水余热造淡技术、发电机组进气冷却技术、冷热电三联供技术等。

（2）发电机组烟气余热回收技术

发电机组烟气余热回收技术主要原理：发电机组产生的高温烟气，通过烟道进入余热锅炉进行热量回收，回收的热量传递给中间热载体（导热油），被加热的高温导热油在换热设备中与用热工质进行换热，从而将回收的热量，间接传给热工质，实现加热油气系统的目的。换热后的导热油再返回到余热锅炉里进行二次加热，通过余热回收循环泵建立起热油在整个余热回收系统的循环。余热回收装置中设置了挡板阀以及气动执行装置，确保导热油循环泵停止时无高温烟气进入加热炉，以防止导热油结焦。余热锅炉系统原理如图1-4所示。

利用发电机组产生的烟气余热可部分或全部替代热介质锅炉，为热用户提供压力及流量稳定的高温热源，从而达到节省燃料的目的。

（3）发电机组进气冷却技术

燃气轮机的性能与环境温度密切相关。当环境温度上升时，空气密度减小，由于燃气轮机是定容式动力机械，从而导致流过压气机和透平的质量流量减少，引起燃气轮机的出力下降。环境温度升高还会使压气机的压缩比降低，致使燃气透平的做功量减少；在环境温度升高的同时，压气机的耗功也在增大，从而导致燃气轮机的出力进一步下降。环境空气温度每升高1K，其输出功率有时下降近1%。

适应海上油气田生产特点的进气冷却方式主要有蒸发制冷冷却、压缩式制冷冷却、吸收式制冷冷却等。

①蒸发制冷　蒸发制冷原理是利用水在空气中蒸发时所吸收的潜热来降低空气温度。当未饱和空气与水接触时，两者之间便会发生传热、传质过程。结果是空气的显热变为水蒸发时所吸收的潜热，从而使其温度降低。方法一是在燃气轮机进口空气过滤器下游侧的空气通道中安装湿膜蒸发冷却器，将水喷洒在上面，通过水分蒸发冷却进气；方法二是直接将水雾化，喷入进气通道中对进气进行冷却。

蒸发冷却由于冷却原理本身的制约，对燃气轮机机组结构和性能产生不良影响。水膜式蒸发冷却与带填料层的喷水室结构相似，冷却后的相对湿度可达95%，进气阻力变大。喷雾式冷却，会加大空气中的携水率（燃气轮机有严格的携水率要求），将加重燃气轮机的负荷并使其性能受到影响。喷雾冷却系统应配置水分分离器或收集器，同时要求喷入的水质具有足够的纯净度，微量杂质会加快燃气轮机叶片的腐蚀速度。

②压缩式制冷　压缩制冷采用螺杆或离心式制冷机组，使燃气轮机压气机的进气在换热器内被冷却水或吸收剂冷却。该方法系统简单，初投资较低，可获得较低的制冷温度，但缺点是需消耗较多电能。据研究，燃气轮机进气冷却后多发的电量中，有25%～30%用于该系统的消耗，在一定程度上降低了冷却进气带来的效益。

③吸收式制冷　吸收式制冷是利用溴化锂制冷机，向燃气轮机进气提供冷源，通过表面式热交换器降低燃气轮机进气温度，达到增加出力、提高效率的目的。该冷却方式在陆地联合循环电厂中应用较多，利用余热锅炉的尾部余热产生低压蒸汽或高温热水，或利用联合循环电厂中汽轮机的低压抽气，送入溴化锂吸收式制冷机，产生5℃的冷冻水。海上油气田可利用发电机烟气余热、热介质锅炉排烟余热、生产水余热等各类高、中、低品位余热资源生产冷冻水，从而提高油田的余热资源利用率，提高电站出力，为电站优化运行提供保障条件。

（4）提高燃气轮机负荷率

①发电机组优化运行　发电机组优化运行主要是指以最优化原理为理论指导，根据机组的实际运行情况，采取全面优化实验的方法，依据实验结果，进行综合分析，建立一套完整的运行优化操作程序，作为电站运行的指导，使机组可以在规定的负荷范围内保持最合适的参数匹配和最好的运行状态。通过调整运行参数，改变运行方式，提高发电机组运行效率。

②电力组网　目前，提高发电机组负荷率的有效方法是优化运行发电机组的数量，优化运行发电机组数量的前提是“电力组网”。

海上油气田的供电模式基本上是每个油气田装配一个独立电站供电，其缺点是供电可靠性差、投资大，且挤占海上平台空间。为增强海上油气田电力系统供电可靠性，保障生产安全、稳定、经济运行，满足边际油气田滚动开发和节能降耗的生产需求等，将油气田群中各个独立的电网连接起来，组成一个大电网，通过统一调度，实现电网的安全、稳定和经济运行，简称“电力组网”。

电力组网后，电网上运行的发电机组的数量可以减少，提高了发电机组的负荷率，可以降低发电机组损耗，节约能源，提高发电机组运行的经济性，另外，电力组网可以保证电网系统的稳定性和安全性。

1.1.4　透平压缩机简介

燃气透平压缩机是具有高速旋转叶轮的动力式压缩机。它依靠旋转叶轮与气流间的相互作用力来提高气体压力，同时使气流产生加速度而获得动能，然后气流在扩压器中减速，将动能转化为压力能，进一步提高压力。在压缩过程中，气体流动是连续的。透平压缩机是在通风机的基础上发展起来的。其广泛用于各种工艺过程中输送空气和各种气体，并提高其压力。透平压缩机的基本工作原理是由装于轴上带有叶片的工作轮（叶轮）在驱动机的驱动下做高速旋转。叶片对气体做功使气体获得动能，经扩压流动后转变为压力能，从而提高气体压力，同时气体温度也相应提高。经过多级组合，也可以有中间冷却的多段组合，甚至多缸组合压缩获得气体所需要的最终压力。按气体流动方向的不同，透平压缩机主要分为轴流式和离心式两类。在轴流压缩机中，气体近似沿轴向流动。在离心压缩机中，气体主要沿着径向流动。透平压缩机主要性能参数是流量、排气压力、功率、效率和转速。当减小流量至某一工况时，压缩机和管路中气体的流量和压力会出现周期性低频率、大振幅的波动，这种不稳定现象称为喘振。一旦发生喘振，机组就会产生强烈振动，如不提前防止或及时停车，机组便会毁坏。把不同转速下的喘振工况点连接起来的曲线称为喘振线，它表示喘振不稳定工作区的界限。喘振工况点到同转速下阻塞工况点的范围称为稳定工况区，压缩机必须远离喘振线而在稳定工况区工作。为了防止喘振，一般采取防喘振措施，例如放气或回流以增加进口流量，把静叶（导流器叶片）做成可以调整角度的形式。用压缩机的目的是利用它的增压功能，将海底天然气增压，通过海底管线输送到终端。

透平压缩机的主要系统有：变频启动系统、燃料气系统、控制系统、空气压缩系统、滑油系统、干气密封系统等。主要组件有：透平发动机、动力输出轴、离心式天然气压缩机、进排气系统以及仪表盘等。

1.1.4.1　透平压缩机的工作原理

透平压缩机的驱动轴与透平发动机的动力轴通过轴间连接而直接连接。离心压缩机轴带动叶片，通过转动带动天然气在惯性作用下做离心运动，从而获得动能和压力势能。当天然气通过叶轮和扩散器狭窄区时，天然气流动方向发生180°的转变，从而使天然气的部分动能又转换为天然气的压力势能，经多级转换后通过排出口排出离心机，此过程可归结为文丘里原理。

天然气通过离心机后，压力升高的2/3来自离心叶轮的离心运动，1/3来自扩散器-固定式（文丘里）的速度-压力转换的贡献。

进口导向叶片、叶轮和扩散器组合在一起便组成了单级的离心机。单级的压缩能力是有限的，要获得高的压力，必须配多级离心压缩机。

1.1.4.2　离心压缩机的喘振

通过改变压缩机两端的压差或改变压缩机的功率，来改变和控制通过压缩机的介质流量。当压力或功率恒定时，流量减小到一定值以下，离心机的稳定运转就不可能维持，这就是通常所说的喘振极限点。压缩机喘振将造成叶轮片和天然气之间的强烈相互作用，天然气就会变得像飞机机翼在低速时发生的剧烈振动一样，变得在空气动力学上的不稳定。叶轮再也不能用来提供克服系统回压所需的足够能量，而且暂时的倒流现象将会发生。在喘振过程中伴随着大范围的流速和压力/温度的变化，因此，压缩机在喘振状态下运转将会极其不利，因为天然气的高温和反向冲击将对机器造成严重的损坏。

假如压缩机在给定速度下运转，在诸如排出管线压力过高的情况下，流量将会受到限制，从而导致排出压力升高，压缩机处理量下降。此时压缩机不能产生足够高的压头来把天然气排出到管线去，向前流动将会停止。由于高的排出压头回流很快产生，直到排出压力下降到压缩机能提供足够的压力，使气体向前流。压缩机的回流发生速度是非常快的，并且维持到压缩机的排出口压力得到改善或停机。

1.1.4.3　离心压缩机的轴承及密封系统

离心机的轴承密封是靠密封气、双区迷宫密封、缓冲区的隔离气、控制槽密封油密封来完成的。

迷宫回环圈密封在所有内部转动部件的靠近间隙点提供密封，来减少内部介质的泄漏，由于存在稍微的磨损，因此此密封为自洁型的，静止部件为钢板支撑的铅基合金铸件。所有轴承的轴颈都是多级的、倾斜垫片型设计，可以防止滑油在任何转速下的抽动，而且在维修时不用从壳箱拆下转子便可拆下密封部件。倾斜垫片型轴承材质为铅壳钢。

位于吸入段轴承和密封装置之间的止推轴承设计用来承受轴向的载荷。止推载荷加在了止推轴颈和止推滚珠之间的油膜上。止推载荷是由于叶轮的旋转，造成其前后面压力不同而产生的，随压差的增加，朝向压缩机吸入端的止推载荷将会增加。止推力靠压缩机排出端的平衡活塞来平衡，平衡活塞用一个面来感知排出压力并产生以相反的力作用于止推部件上。

主轴油封（控制槽油封）由钢圈支撑的碳圈封闭在压缩机内，在两个油封之间的压力可以比压缩机吸入端压力高20psi，其密封油可以通过轴和密封件之间的间隙渗透。密封件的较大面一侧的排出压力为大气压力，且大部分的密封油都通过这一密封区域，内侧窄面的排出压力稍高于天然气吸入端的压力，一次仅有一小部分滑油通过密封部件内径和轴面。滑油和流过靠近油封迷宫圈的空气混合。缓冲气流阻止密封油流向压缩机，由压缩机排出端的平衡活塞上的迷宫密封圈泄漏而提供，通过内部管线流向密封装置后面。

如上所述，密封油压力通常高于压缩机吸入口压力20～25psi，因此缓冲气压力只要稍高于密封滑油压力即可。密封油和缓冲气的混合物靠中立杯排放到凹槽中，在此油气进行分离，油进滑油罐，气返回压缩机吸入接口。

1.1.4.4　透平压缩机密封系统构件

（1）辅助密封油泵

辅助密封油泵紧挨着辅助滑油泵安装，可以由气动马达或电动马达驱动。此泵为转动活塞齿轮泵，通过花键与驱动马达相连。通常情况下，在转速为1750r/min时，泵的排量为10gal/min。

（2）主密封油泵

主密封油泵位于辅助驱动箱内，是一个齿轮型活塞泵，在发动机额定转速2000r/min下，排量为10gal/min，密封油压力在1500psi下被输送到密封油压差调节阀。

（3）密封油过滤器

孔径为10μm的密封油过滤器位于密封油泵的下游，当滑油过滤器阻塞时，打开泄放阀旁通过滤器。

（4）密封油调节器

密封油系统也配一流量调节阀，来维持通过密封油差压调节器流量的恒定，不管是在压力被旁通还是进入调节过的管线。

（5）缓冲器压差调节器

缓冲器压差调节器是一个通常关闭的、弹簧加力的、活塞和套筒型的泄压阀，通常用来维持密封缓冲气的压力大于吸入口管线压力30psi。

缓冲气通过作用在活塞上的力来打开阀，此力与吸入管线压力和阀弹簧压力作用下来维持所需的压差，此阀没有外在调节装置。