离心式压缩机教程PPT学习教案

1、会计学1离心式压缩机教程离心式压缩机教程3.1 离心式压缩机概述离心式压缩机概述第1页/共151页 离心式压缩机是透平式压缩机的一种。早期只用于压缩空气，并且只用于低、中压力及气量很大的场合。目前离心式压缩机可用来压缩和输送化工生产中的多种气体。它具有：处理量大，体积小，结构简单，运转平稳，维修方便以及气体不受污染等特点。 随着气体动力学的研究，使得离心式压缩机的效率不断提高；又由于高压密封、小流量窄叶轮的加工和多油楔轴承等技术关键的研制成功，解决了离心压缩机向高压力、宽流量范围发展的一系列问题，使离心压缩机的应用范围大为扩展，以致在许多场合可以取代往复活塞式压缩机。第2页/共151页 一般说

2、来，提高气体压力的主要目标就是增加单位容积内气体分子的数量，也就是缩短气体分子与分子间的距离。达到这个目标可采用的方法有： 1、用挤压元件来挤压气体的容积式压缩方法(如活塞式)； 2、用气体动力学的方法，即利用机器的作功元件(高速回转的叶轮)对气体作功，使气体在离心力场中压力得到提高，同时动能也大为增加，随后在扩压流道中流动时这部分动能又转变成静压能，而使气体压力进一步提高，这就是离心式压缩机的工作原理或增压原理。第3页/共151页1吸入室；2轴；3叶轮；4固定部件；5机壳；6轴端密封；7轴承；8排气蜗室；第4页/共151页离心压缩机转子：转轴，固定在轴上的叶轮、轴套、联轴节及平衡盘等。定子：

3、气缸，其上的各种隔板以及轴承等零部件，如扩压器、弯道、回流器、蜗壳、吸气室。驱动机转子高速回转叶轮入口产生负压（吸气）气体在流道中扩压气体连续从排气口排出气体的流动过程是：气体的流动过程是：组成组成第5页/共151页离心式压缩机常用术语：离心式压缩机常用术语：级级：段段：缸缸：列列：由一个叶轮与其相配合的固定元件所构成以中间冷却器作为分段的标志，如前所述，气流在第三级后被引出冷却，故它为二段压缩。一个机壳称为一缸，多机壳称为多缸（在叶轮数较多时采用）指压缩机缸的排列方式，一列可由一至几个缸组成叶轮、扩压器、弯道、回流器、蜗壳、吸气室主要部件的功用：主要部件的功用：第6页/共151页第7页/共1

4、51页一、级的典型结构一、级的典型结构 二、关键截面二、关键截面 在逐级的分析和计算中，只着重分析、计算级内几个关键截面上的参数 “级”是离心式压缩机的基本单元，从级的类型来看，一般可分为中间级（图a）: 由叶轮、扩压器、弯道、回流器组成； 首级（图b）: 由吸气管和中间级组成； 末级（图c）: 由叶轮、扩压器、排气蜗壳组成三、叶轮的典型结构三、叶轮的典型结构1、离心式叶轮 闭式叶轮 半开式叶轮 双面进气叶轮第8页/共151页第9页/共151页2、按叶片弯曲形式后弯叶片：弯曲方向与叶轮旋转方向相反，级效率高，2A90径向叶片：2A90，工作稳定范围宽，常用前弯叶片：弯曲方向与叶轮旋转方向相同，

5、 2A90，效率低，稳定工作范围较窄，多用于一部分通风机。3、叶轮的速度三角形在讨论其工作原理时，常常会用到叶轮进、出口处的三角形第10页/共151页第11页/共151页优点：（1）排气量大，气体流经离心压缩机是连续的，其流通截面积较大，且叶轮转速很高，故气流速度很大，因而流量很大。（2）结构紧凑、尺寸小。它比同气量的活塞式小得多；（3）运转平稳可靠，连续运转时间长，维护费用省，操作人员少；（4）不污染被压缩的气体，这对化工生产是很重要的；（5）转速较高，适宜用蒸汽轮机或燃气轮机直接拖动。缺点：（1）单级压力比不高，不适用于较小的流量；（2）稳定工况区较窄，尽管气量调节较方便，但经济性较差第1

6、2页/共151页1.1.化工及石油化工工艺用化工及石油化工工艺用2.2.动力工程用动力工程用3.3.制冷工程和气体分离用制冷工程和气体分离用4.4.气体输送用气体输送用第13页/共151页3.2 基本方程式基本方程式第14页/共151页 连续方程是质量守恒定律在流体力学中的数学表达式，在气体作定常一元流动的情况下，流经机器任意截面的质量流量相等，其连续方程表示为： 222 22miViinViVqqqqc fconst232222222260mVrbqquDn 为了反映流量与叶轮几何尺寸及气流速度的相互关系，常应用连续方程在叶轮出口的表达式为：第15页/共151页2211ththuuLHc u

7、c u222222212112222ththuuccwwLH 欧拉方程式用来计算原动机通过轴和叶轮将机械能转换给流体的能量的。离心叶轮的欧拉方程为：也可表示为：第16页/共151页欧拉方程的物理意义为： 欧拉方程指出的是叶轮与流体之间的能量转换关系，它遵循能量转换与守恒定律； 只要知道叶轮进出口的流体速度，即可计算出一千克流体与叶轮之间机械能转换的大小，而不管叶轮内部的流动情况； 适用于任何气体或液体，既适用于叶轮式的压缩机也适用与叶轮式的泵； 推而广之只需将等式右边各项的进出口符号调换一下，亦适用于叶轮式的原动机。第17页/共151页 能量方程用来计算气流温度(或焓)的增加和速度的变化。根据

8、能量转换与守恒定律，外界对级内气体所做的机械功和输入的能量应转化为级内气体热焓和能量的增加，对级内1千克气体而言，其能量方程可表示为：222200000000()22thpccccLqc TThh第18页/共151页能量方程的物理意义为： 表示由叶轮所做的机械功，转化为级内气体温度(或焓)的升高和动能的增加； 对有粘无粘的气体都适用，因为对有粘气体所引起的能量损失也以热量形式传递给气体，从而式气体温度(焓)升高； 可认为气体在机器内做绝热运动，q0； 该方程适用于一级，也适用于多级整机或其中任一通流部件，这由所取的进出口截面决定。第19页/共151页 应用伯努力方程将流体所获得的能量区分为有用

9、能量和能量损失，并引用压缩机中所最关注的压力参数，以显示出压力的增加。叶轮所做的机械功还可与级内表征流体压力升高的静压能联系起来，表达成通用的伯努力方程，对级内流体而言有2200 002ooththhydccdpLHH第20页/共151页伯努利方程的物理意义为： 表示叶轮所做机械功转换为级中流体的有用能量(静压能和动能增加)的同时，还需付出一部分能量克服流动损失或级中的所有损失； 它建立了机械能与气体压力p、流速c和能量损失之间的相互关系； 该方程适用一级，亦适用于多级整机或其中任一通流通部件，这由所取的进出口截面而定； 对于不可压缩流体来说应用伯努利方程计算压力的升高是方便的。而对于可压缩流

10、体，尚需获知压力和密度的函数关系才能求解静压能头积分，这还要联系热力学的基础知识加以解决。第21页/共151页 应用特定的热力过程方程可求解上述静压能量头增量的积分，从而计算出压缩功或压力升高的多少。每千克气体所获得的压缩功也称为有效能量头，如对多变压缩功而言，则有：121211111mmpolpolWpdpmLHRTMmp第22页/共151页 将连续方程、欧拉方程、能量方程、伯努利方程、热力过程方程和压缩功的表达式相关联，就可知流量和流体速度在机器中的变化，而通常无论是级的进出口，还是整个压缩机的进出口，其流速几乎相同，故这部分进出口的动能增量可略而不计。同时还可获知由原动机通过轴和叶轮传递

11、给流体的机械能，而其中一部分有用能量即静压能头的增加，使流体的压力得以提高，而另一部分是损失的能量，它是必须付出的代价。还可获知上述静压能头增量和能量损失两者造成流体温度(或焓)的增加，于是流体在机器内的速度、压力、温度等诸参数的变化规律也就都知道了。第23页/共151页3.3 级内的各种流体损失级内的各种流体损失 第24页/共151页式中l为沿程长度，dhm 为水平直径， cm 为气流平均速度, 为磨阻系数，通常级中的ReRecr，故在一定的相对粗糙度下，为常数。由该式可知 ,从而 。22mfhmclHdRe,fD2fmHc2fVHq 流体的粘性是产生能量损失的根本原因。通常把级的通道部件看

12、成依次连续的管道。利用流体热力学管道的实验数据，可计算出沿程磨阻损失为：第25页/共151页（1 1） 产生漏气损失原因产生漏气损失原因（2 2） 密封件的结构形式及漏气量的计算密封件的结构形式及漏气量的计算（3 3） 轮盖密封的漏气量及漏气损失系数轮盖密封的漏气量及漏气损失系数第26页/共151页（1 1） 产生漏气损失的原因产生漏气损失的原因 从右图中可以看出，由于叶轮出口压力大于进口压力，级出口压力大于叶轮出口压力，在叶轮两侧与固定部件之间的间隙中会产生漏气，而所漏气体又随主流流动，造成膨胀与压缩的循环，每次循环都会有能量损失。该能量损失不可逆的转化为热能为主流气体所吸收。第27页/共1

13、51页（2 2） 密封件的结构形式及漏气量的计算密封件的结构形式及漏气量的计算第28页/共151页2122314msmDqDuZD（3 3） 轮盖密封的漏气量及漏气损失系数轮盖密封的漏气量及漏气损失系数2122222222314mllmrmDDsD DZDqbqD 轮盖密封处的漏气能量损失使叶轮多消耗机械功。通常隔板与轴套之间的密封漏气损失不单独计算，只高考虑在固定部件的流动损失之中。轮盖密封处的漏气量为： 若通过叶轮出口流出的流量为 则可求得轮盖处的漏气损失系数为：22222mrqcD b第29页/共151页32222251100dfueNKDDkW322220 .5 41 0 0d fuN

14、Dk W 叶轮旋转时，轮盘、轮盖的外侧和轮缘要与它周围的气体发生摩擦，从而产生轮阻损失。其轮阻损失为对于离心叶轮而言，上式可简化为第30页/共151页3222222222221 0 0 00 .5 41 0 0 01 0 0d fd fmthruuDNqHcD bu c222220 .1 7 21 0 0 0rubD进而可得轮阻损失系数为第31页/共151页3.4 多级压缩多级压缩（1 1） 采用多级串联和多缸串联的必要性采用多级串联和多缸串联的必要性（2 2） 分段与中间冷却以减少耗功分段与中间冷却以减少耗功（3) 3) 级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关系级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关

15、系第32页/共151页（1 1）采用多级串联和多缸串联的必要性）采用多级串联和多缸串联的必要性 离心压缩机的压力比一般都在3以上，有的高达150，甚至更高。离心压缩机的单级压力比，较活塞式的低，所以一般离心压缩机多为多级串联式的结构。考虑到结构的紧凑性与机器的安全可靠性，一般主轴不能过长。对于要求高增压比或输送轻气体的机器需要两缸或多缸离心压缩机串联起来形成机组。第33页/共151页(2)(2)分段与中间冷却以减少耗功分段与中间冷却以减少耗功 为了降低气体温度，节省功率，在离心压缩机中往往采用分段中间冷却的结构，而不采用汽缸套冷却。各段由一级或若干级组成，段与段之间在机器之外由管道连接中间冷却

16、器。应当指出，分段与中间冷却不能仅考虑省功，还要考虑下列因素： 1）被压缩介质的特性属于易燃、易爆则段出口的温度低一些，对于某些化工气体，因在高温下气体发生不必要的分解或化合变化，或会产生并加速对机器材料的腐蚀，这样的压缩机冷却次数必需多一些。第34页/共151页 2）用户要求排出的气体温度高，以利于化学反应(由氮、氢化合为氮)或燃烧，则不必采用中间冷却，或尽量减少冷却次数。 3）考虑压缩机的具体结构、冷却器的布置、输送冷却水的泵耗功、设备成本与环境条件等综合因素。 4） 段数确定后，每一段的最佳压力比，可根据总耗功最小的原则来确定。第35页/共151页22222222221sinthuurA

17、AHc uuctguZ（3) 3) 级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关系级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关系a减少级数与叶轮圆周速度的关系：为使机器结构紧凑，减少零部件，降低制造成本，在达到所需压力比条件下要求尽可能减少级数。有下式可知，叶轮对气体做功的大小与圆周速度的平方成正比，如能尽量提高u2就可减少级数。但是提高叶轮圆周速度u2 ，却受到以下几种因素的限制。 叶轮材料强度的限制； 气流马赫数的限制； 叶轮相对宽度的限制。第36页/共151页b级数与气体分子量的关系： 气体分子量对马赫数的影响； 气体分子量对所需压缩功的影响。压缩不同气体时所需压缩功和级数的比较表压缩不同气体时所需压缩功和

18、级数的比较表第37页/共151页3.5 功率与效率功率与效率第38页/共151页3.5.1.1 3.5.1.1 级总耗功、总功率级总耗功、总功率3.5.1.2 3.5.1.2 级效率级效率3.5.1.3 3.5.1.3 多变的能量头系数多变的能量头系数第39页/共151页3.5.1.1 3.5.1.1 级总耗功、总功率级总耗功、总功率1tottotthldfldfthLHHHHH/kJ kg1totmtotldfmthNq Hq HkW叶轮对1kg气体的总耗功：流量qm的总功率：第40页/共151页3.5.1.2 3.5.1.2 级效率级效率100022000011()12mmpolpolpo

19、ltottotpmRTmpLHcckRLHTTk0000()11()11polmmR TTmmkkR TTkk 多变效率是级中气体压力升高所需的多变压缩功与实际总耗功之比，表示为：通常c0c0 ,因而有：第41页/共151页3.5.1.3 3.5.1.3 多变的能量头系数多变的能量头系数222221polpoltotpolldfpolHHuu 该式表明，多变能量头系数与叶轮的周速系数、多变系数、漏气损失系数和轮阻损失系数的相互关系。若要充分利用叶轮的圆周速度，就要尽可能的提高周速系数和级效率。注意:若要比较效率的高低，应当注意以下几点： 与所指的通流部件的进出口有关。 与特定的气体压缩热力过程

20、有关。 与运行工况有关。 只有在以上三点相同的条件下，比较谁的效率高还是低才是有意义的。第42页/共151页(2)多级离心压缩机的效率多级离心压缩机的效率多级离心压缩机所需的内功率可表示为诸级总功率之和(1)多级离心压缩机的内功率多级离心压缩机的内功率 多级离心压缩机的效率通常指的内效率,而内效率是各级效率的平均值第43页/共151页(4)原动机的输出功率原动机的输出功率(3)机械损失、机械效率和轴功率机械损失、机械效率和轴功率原动机的额定功率一般为第44页/共151页3.6 性能与调节性能与调节第45页/共151页3.6.1.1 性能曲线3.6.1.2 喘振工况3.6.1.3 堵塞工况3.6

21、.1.4 性能曲线的变化规律第46页/共151页3.6.1.1 3.6.1.1 性能曲线性能曲线（1 1）性能曲线的形成）性能曲线的形成（2) 2) 性能曲线的特点性能曲线的特点（3 3）性能曲线的特点）性能曲线的特点（4 4）最佳工况）最佳工况（5 5）稳定工作范围）稳定工作范围 第47页/共151页（1 1）性能曲线的形成）性能曲线的形成第48页/共151页（2) 2) 性能曲线的特点性能曲线的特点第49页/共151页（3 3）性能曲线的特点）性能曲线的特点 随着流量的减小，压缩机能提供的压力比将增大。在最小流量时，压力比达到最大。 离心压缩机有最大流量和最小流量两种极限流量；排除压力也有

22、最大值和最小值。 效率曲线有最高效率点，离开该点的工况效率下降的较快。 功率N与Qj 。大致成正比，所以功率曲线一般随Qj增加而向上倾斜，但当-Qj曲线向下倾斜很快时，功率曲线也可能先向上倾斜而后逐渐向下倾斜。第50页/共151页（4 4）最佳工况）最佳工况 工况的定义：性能曲线上的某一点即为压缩机的某一运行工作状态(简称工况)。 最佳工况点：通常将曲线上效率最高点称为最佳工况点，一般应是该机器设计计算的工况点。如图所示，在最佳工况点左右两边的各工况点，其效率均有所降低。第51页/共151页（5 5）稳定工作范围）稳定工作范围 压缩机性能曲线的左边受到喘振工况的限制，右边受到堵塞工况限制，在这

23、两个工况之间的区域称为压缩机的稳定工作范围。压缩机变工况的稳定工作范围越宽越好。第52页/共151页3.6.1.2 3.6.1.2 喘振工况喘振工况（1 1）压缩机喘振的机理）压缩机喘振的机理（2 2）喘振的危害）喘振的危害（3 3）防喘振的措施）防喘振的措施第53页/共151页（1 1）压缩机喘振的机理）压缩机喘振的机理旋转脱离压缩机的喘振第54页/共151页（2 2）喘振的危害）喘振的危害 喘振造成的后果是很严重的，它不仅使压缩机的性能恶化，压力和效率显著降低，机器出现异常的噪声、吼叫和爆音，而且使机器出现强烈的振动，致使压缩机的轴承、密封遭到损坏，甚至发生转子和固定部件的碰撞，造成机器的

24、严重破坏。第55页/共151页（3 3）防喘振的措施）防喘振的措施操作者应具备标注喘振线的压缩机性能曲线，随时了解压缩机工况点处在性能曲线图上的位置。为偏于运行安全，可在比喘振线的流量大出510的地方加注一条防喘振线，以提醒操作者注意。降低运行转速，可使流量减少而不致进人喘振状态，但出口压力随之降低。在首级或各级设置导叶转动机构以调节导叶角度，使流量减少时的进气冲角不致太大，从而避免发生喘振。在压缩机出口设置旁通管道，如生产中必须减少压缩机的输送流量时，让多余的气体放空，或经降压后仍回进气管，宁肯多消耗流量与功率，也要让压缩机通过足够的流量，以防进入喘振状态。第56页/共151页（3 3）防喘

25、振的措施（续）防喘振的措施（续）在压缩机进口安置温度、流量监视仪表，出口安置压力监视仪表，一旦出现异常或端振及时报警，最好还能与防喘振控制操作联功d4与紧急停车联动。运行操作人员应了解压缩机的工作原理，随时注意机器所在的工况位置，熟悉各种监测系统和调节控制系统的操作，尽量使机器不致迅人喘损状态。一日进人喘振应立即加大流量退出喘振或市即停机。停机后，应经开缸检查确无隐患，方可再开动机器。第57页/共151页3.6.1.3 3.6.1.3 堵塞工况堵塞工况 流量达到最大时的工况即为最大流量工况。造成这种工况有两种可能：一是级中流道中某喉部处气流达到临界状态，这时气体的容积流量已是最大值，任凭压缩机

26、背压再降低，流量也不可能再增加，这种情况称为“阻塞”工况。另一种情况是流道内并未达到临界状态，即未出现“阻塞”工况，但压缩机在偌大的流量下，机内流动损失很大，所能提供的排气压力已很小，几乎接近零能头，仅够用来克服排气管的流动阻力以维持这样大的流量，这也是压缩机的最大流量工况。第58页/共151页 由制造厂商提供的离心式压缩机的性能曲线图上一般都注明该压缩机的设计条件，例如气体介质名称、密度(或分子量)、进气压力及进气温度等。因为如果运转时的气体介质、进气条件与设计条件不符，那么压缩机的运转性能就有别于所提供的性能曲线图。以如图形式表示的性能曲线与气体的性质和进气状态密切相关。如图所示，如果进气

27、温度Ti不变，在相同容积流量Qi下，压缩重的气体所得到的压力比较大；反之，压缩轻的气体，所得的压力比较小。同样，假设压缩的是同一种气体介质，但进气温度Ti不同，进气温度较高的气体，共性能曲线在下方，进气温度较低的气体的性能曲线在上方。3.6.1.4 3.6.1.4 性能曲线的变化规律性能曲线的变化规律 第59页/共151页3.6.2.1 管网特性曲线3.6.2.2 压缩机与管网联合工作3.6.2.3 平衡工况的稳定性第60页/共151页 所谓管网，一般是指与压缩机连接的进气管路、排气管路以及这些管路上的附件及设备的总称。但对于离心式压缩机来说，管网只是指压缩机后面的管路及全部装置。管网终端的压

28、力应为： 式中P包括管网中的摩擦损失和局部阻力损失，A为总阻力损失的计算系数。22222errrccpppppAQl 3.6.2.1 3.6.2.1 管网特性曲线管网特性曲线第61页/共151页3.6.2.2 3.6.2.2 压缩机与管网联合工作压缩机与管网联合工作第62页/共151页 某压缩机原来进气温度为30度，工作点在A点(见图)，因生产中冷却器出了故障，使气温剧增到70度，这时压缩机突然出现了喘振，究其原因，就是因为进气温度升高，使压缩机的性能曲线下降，由线1下降为l，而管网性能曲线未变，压缩机的工作点变到A，此点如果落在喘振限上，就会出现喘振。例例1 1 性能变化造成的喘振情况性能变

29、化造成的喘振情况第63页/共151页例例2 2 性能变化造成的喘振情况性能变化造成的喘振情况 某压缩机原在上图所示的A点正常运转，后来由于某种原因，进气管被异物堵塞而出现了喘振。分析其原因就是因为进气管被堵，压缩机进气压力从pi一下降为pi。使机器性能曲线下降到l线，管网性能曲线无变化，于是工作点变到A，落入喘振限所致。第64页/共151页例例3 3 性能变化造成的喘振情况性能变化造成的喘振情况 某压缩机原在转速为n下正常运转，工况点为A点(见上图)。后因生产中高压蒸汽供应不足，作为驱动机的蒸汽轮机的转速下降到n2，这时压缩机的工作点A落到喘振区，因此产生了喘振。第65页/共151页 压缩机串

30、联工作可增大气流的排出压力，压缩机并联工作可增大气流的输送流量。但在两台压缩机串联或并联工作时，两台压缩机的特性和管网特性在相互匹配中有可能出现不能很好协调工作的情况，例如使总的性能曲线变陡，变工况时某台压缩机实际上没起作用，却自自耗功，或者某台压缩机发生喘振等。第66页/共151页 压缩机与管网联合工作时，应尽量运行在最高效率工况点附近。在实际运行中，为满足用户对输送气流的流量或压力增减的需要，就必需设法改变压缩机的运行工况点。实施改变压缩机运行工况点的操作称为调节。下面讨论几种压缩机的调节方法。3.6.4.1 压缩机出口节流调节3.6.4.2 压缩机进口节流调节3.6.4.3 采用可转动的

31、进口导叶调节(又称进气预旋调节)3.6.4.4 采用可转动的扩压器叶片调节3.6.4.5 改变压缩机转速的调节3.6.4.6 三种调节方法的经济性比较及联合采用两种调节第67页/共151页3.6.4.1 3.6.4.1 压缩机出口节流调节压缩机出口节流调节第68页/共151页3.6.4.2 3.6.4.2 压缩机进口节流调节压缩机进口节流调节 调节压缩机进口管道中阀门开度是又一种简便且可节省功率的调节方法。如图所示，改变进气管道中的阀门开度，可以改变压缩机性能曲线的位置，从而达到改变输送气流的流量或压力。第69页/共151页3.6.4.3 3.6.4.3 采用可转动的进口导叶调节采用可转动的进

32、口导叶调节第70页/共151页3.6.4.4 3.6.4.4 采用可转动的扩压器叶片调节采用可转动的扩压器叶片调节第71页/共151页3.6.4.5 3.6.4.5 改变压缩机转速的调节改变压缩机转速的调节 图为用户要求压力p，不变而流量增大为qms或减小为qms，调节转速到n或n”，使性能曲线移动即可满足要求。第72页/共151页3.6.4.6 3.6.4.6 三种调节方法的经济性比较及联合采用两种调节三种调节方法的经济性比较及联合采用两种调节 左图表示了进口节流、进气预旋和改变转速的经济性对比。其中以进口节流为标准。曲线1表示进口预旋比进口节流所节省的功率。 曲线2表示改变转速比进口节流所

33、节省的功率。显然改变转速的经济性最佳。第73页/共151页3.7 相似理论的应用相似理论的应用第74页/共151页 相似理论在许多流体机械中均有重要的应用价值。应用相似理论进行性能换算可解决以下问题： 按照性能良好的模型级或机器，可快速地设计出性能良好的新机器； 将模化试验(如缩小机器尺寸、改变工质和进口条件等)的结果，换算成在设计条件或使用条件下的机器性能； 相似的机器可用通用的性能曲线表示它们的性能； 可使产品系列化、通用化、标准化，不仅有利于产品的设计制造，也有利于产品的选型使用。第75页/共151页 在流体力学和流体机器中，所谓流动相似，就是指流体流经几何相似的通道或机器时，其任意对应

34、点上同名物理量(如压力、速度等)比值相等。由此就可获得机器的流动性能(如压力比、流量、效率等)相似。 流动相似的相似条件有模型与实物或两机器之间几何相似、运动相似、动力相似和热力相似。 对于离心压缩机而言，其流动相似应具备的条件可归结为几何相似、叶轮进口速度三角形相似、特征马赫数相等。而符合流动相似的机器其相似工况的效率相等。第76页/共151页inLinRTnnRT32inVinLVinLVininR TnqqqnRTpolpolpolpol2ininLininRTpNNRTp 当两台机器符合相似条件时，只要知道一台机器的性能参数，则可通过相似换算得到另一台机器的性能参数。第77页/共151

35、页 右图为压缩机的通用性能曲线。它对于符合相似条件的机器，以及按相似条件组成系列化的所有机器均带来使用上的许多方便，故得到广泛的应用。第78页/共151页3.8 主要零部件及辅助系统主要零部件及辅助系统第79页/共151页3.8.1.1 3.8.1.1 对叶轮的要求对叶轮的要求3.8.1.2 3.8.1.2 叶轮的结构形式叶轮的结构形式第80页/共151页 叶轮是离心压缩机中唯一对气体作功的部件，且是高速回转件，所以对叶轮的设计、材料和制造要求都很高，对叶轮的要求主要是： 提供尽可能大的能量头； 叶轮以及与之匹配的整个级的效率要比较高； 所设计的叶轮型式能使级及整机的性能稳定工况区较宽； 强度

36、及制造质量符合要求。3.8.1.1 3.8.1.1 对叶轮的要求对叶轮的要求第81页/共151页3.8.1.2 3.8.1.2 叶轮的结构形式叶轮的结构形式(1) (1) 按叶轮的弯曲形式分按叶轮的弯曲形式分(2) (2) 按叶轮结构形式分按叶轮结构形式分(3) (3) 按制造工艺分按制造工艺分 第82页/共151页(1) (1) 按叶轮的弯曲形式分按叶轮的弯曲形式分叶轮性能第83页/共151页前弯叶片式叶轮前弯叶片式叶轮第84页/共151页(2) (2) 叶轮的结构形式分叶轮的结构形式分 可分为闭式、半开式和开式叶轮三种类型。离心压缩机大多数采用闭式叶轮。第85页/共151页(3) (3)

37、按制造工艺分按制造工艺分 叶轮有铆接、焊接、精密铸造、钎焊和电蚀加工等制造方法。第86页/共151页3.8.2.1 3.8.2.1 压缩机中常用的密封形式压缩机中常用的密封形式3.8.2.2 3.8.2.2 迷宫密封迷宫密封3.8.2.3 3.8.2.3 浮环油膜密封浮环油膜密封第87页/共151页 流体机械既有静密封又有动密封。动密封是防止机器在运转期间和停转期间流体向外或向内泄露的构件。动密封主要是旋转轴的密封。旋转轴密封又有面接触密封和非接触密封两种主要类型。3.8.2.1 3.8.2.1 压缩机中常用的密封形式压缩机中常用的密封形式第88页/共151页3.8.2.2 3.8.2.2 迷

38、宫密封迷宫密封（1 1） 迷宫密封的结构形式迷宫密封的结构形式（2 2） 密封原理密封原理（3 3） 轮盖密封的漏气量及漏气损失系数轮盖密封的漏气量及漏气损失系数（4 4） 迷宫密封设计及使用中应注意的问题迷宫密封设计及使用中应注意的问题第89页/共151页（1 1） 迷宫密封的结构形式迷宫密封的结构形式 迷宫密封也称为梳齿型密封，是一种非接触型密封。主要用于离心压缩机级内轮盖密封、级问密封和平衡盘密封上。在压力较低，且允许流体少量流出时，也可作为轴密封(轴与壳体问的密封)使用。迷宫密封的结构用的较多的是以下几种：平滑形 曲折形 台阶形 径向排利的迷宫密封还有一种新型的迷宫密封叫蜂窝形迷宫密封

39、第90页/共151页平滑行迷宫密封平滑行迷宫密封第91页/共151页曲折形迷宫密封曲折形迷宫密封第92页/共151页台阶形迷宫密封台阶形迷宫密封第93页/共151页径向排列的迷宫密封径向排列的迷宫密封第94页/共151页 蜂窝形迷宫密封蜂窝形迷宫密封第95页/共151页（2 2） 密封原理密封原理 迷宫密封是利用节流原理使气体每经过一个齿片，压力就下降一次，经过一定数量的齿片后就形成较大的压降，实质上迷宫密封就是给气体的流动以压差阻力，从而减小气体的通过量。第96页/共151页（3 3） 漏气量及漏气损失系数漏气量及漏气损失系数 第97页/共151页(4)(4)设计及使用中应注意的问题设计及使

40、用中应注意的问题 梳齿密封除了轮盖密封齿数较少外，一般密封结构中z不少于6片，也不多于35片； 为提高节流降压效果，梳齿的径向间隙s应尽可能的小，一般为左右。相邻齿片问的距离和间隙的比应足够大，一般齿距与间隙的比值为6（如图）； 梳齿顶端朝向来流一边作成尖角形，以加强气流旋涡，提高密封效果； 梳齿材料一般采用青铜、铜锑锡合金及铝合金等较软的金属制作，避免划伤轴或轴套。对于易燃、易爆气体，还应采用不会产生火花的材料； 如果被密封的气体有毒或易燃易爆，不允许漏至机外仍采用迷宫密封的话，则必须在梳齿的中间某部位，设计成抽气(或冲气)的密封型式。第98页/共151页第99页/共151页3.8.2.3

41、3.8.2.3 浮环油膜密封浮环油膜密封1一浮环 2一L型固定环 3一销钉 4一弹簧5一轴套 6一挡油环 7一甩油环 8一轴9一高压侧预密封梳齿 10一梳齿座 11一高压侧回油孔12一空腔 13一进油孔 14一低压侧回油空腔第100页/共151页3.9 安全可靠性安全可靠性第101页/共151页由于离心叶轮高速旋转所产生的离心力及与轴过盈配合所产生的压紧力等，会使叶轮内部产生很大的应力，为保证安全运转，需要进行叶轮强度计算。闭式叶轮由轮盘、轮盖和叶片构成，从强度观点看，轮盖可视为轮盘的一个特例。而沿周向分散的叶片，可假定为沿周向均匀分布的由特定材料制成的盘形夹层。故叶轮强度计算主要是轮盘应力计

42、算。目前轮盘应力计算有二次法、递推一代人法和有限元法。应当指出，由于叶轮的重要作用和特殊地位，通常均选用优质的材料，考究的制造工艺和偏于安全的圆周速度uz，故叶轮的安全可靠性，一般是可以有所保证的。第102页/共151页n2nn2nc1c1 为了确保机器运行的安全性，要求工作转速远离第1、2阶临界转速，其校核条件是对于刚性转子对于柔性转子 为了防止可能出现的轴承油膜振荡，工作转速应低于二倍的第一阶临界转速，即c1c1c1c2c1c2第103页/共151页3.9.3.1 3.9.3.1 转子承受的轴向力转子承受的轴向力(1)(1)闭式叶轮轴向推力的计算闭式叶轮轴向推力的计算(2)(2)半开式叶轮

43、轴向推力的计算半开式叶轮轴向推力的计算3.9.3.2 3.9.3.2 轴向推力的平衡措施轴向推力的平衡措施(1)(1)叶轮对排叶轮对排(2)(2)叶轮背面加筋叶轮背面加筋(3)(3)采用平衡盘采用平衡盘( (亦称平衡活塞亦称平衡活塞) )第104页/共151页（1 1） 闭式叶轮轴向推力的计算闭式叶轮轴向推力的计算 后一页图为闭式叶轮侧面的受力情况。向右的轴向力由F0和F1组成，其中220111()4jmZFpDdq C向左的轴向力为F2，故叶轮总的向左的轴向推力为210FFFF2222442221211111221()()()()43224mmmjmZuDdpDdDdDdpq CD第105页

44、/共151页第106页/共151页(2) (2) 半开式叶轮轴向推力的计算半开式叶轮轴向推力的计算整个叶轮轴向推力为22222222222222222212()()()4322mDdrmmmuFpdrDdpDdDdD1112121()rrrpppprr214432222212121212222122128 ()2()4()641962432DDrppDDD DD DFpdrDDpDD210FFFF假定在D1到D2之间Pr1的分布为第107页/共151页 叶轮的各种排列方式如下图所示，图(a)是叶轮顺排，转子上各叶轮轴向力相加；图(b)和带有中间冷却器酌图(c)是叶轮对排，可使转子上的轴向力相互

45、抵消，总轴向力大大降低。(1) (1) 叶轮对排叶轮对排a b ca b c3.9.3.2 3.9.3.2 轴向推力的平衡措施轴向推力的平衡措施第108页/共151页 在轮盘背面加几条径向筋片，如图所示，相当于增加一个半开式叶轮。使间隙中的流体旋转角速度增加一倍，从而使离心力增加压力减小图中eij线为无筋时的压力分布，而eih为有筋时的压力分布。可见靠内径处的压力显著下降，故使叶轮轴向力减少，这种措施对流体密度大的高压压缩机减小叶轮轴向力有效。（2 2） 叶轮背面加筋叶轮背面加筋第109页/共151页 如左图所示，在末级叶轮之后的轴上安装一个平衡盘。并使平衡盘的另一侧与吸气管相通，靠近平衡盘端

46、面安装梳齿密封，可使转子上的轴向力大部分被平衡掉。平衡盘是最常用的平衡轴向推力的措施。（3 3） 采用平衡盘采用平衡盘 （亦称平衡活塞）（亦称平衡活塞）第110页/共151页3.9.4.1 3.9.4.1 滑动轴承的基本工作原理滑动轴承的基本工作原理3.9.4.2 3.9.4.2 几种常用的抑振轴承几种常用的抑振轴承第111页/共151页3.9.4.1 3.9.4.1 滑动轴承的基本工作原理滑动轴承的基本工作原理第112页/共151页3.9.4.2 3.9.4.2 几种常用的抑振轴承几种常用的抑振轴承(1)(1)普通的圆柱轴承普通的圆柱轴承(2)(2)椭圆轴承椭圆轴承(3)(3)多油叶轴承多油

47、叶轴承(4)(4)多油楔轴承多油楔轴承(5)(5)可倾瓦轴承可倾瓦轴承(6)(6)垫块式止推轴承垫块式止推轴承第113页/共151页 这种轴承在低速重载时，轴颈处于较大的偏心下工作，因而是稳定的，可是在高速轻载下处于非常小的偏心下工作，因而很不稳定，油膜振荡一旦发生很难抑制。所以对于高速轻载转子，圆柱轴承很少采用。(1)(1)普通的圆柱轴承普通的圆柱轴承第114页/共151页（2 2）椭圆轴承）椭圆轴承 这种轴承由上下两段圆弧所构成，图1所示，由于加工方便，使用较广泛。其特点是上、下两段圆弧都距轴承中心有较大的偏心，并产生两个油楔。其上瓦油楔的油膜压力就会对前述的轴颈失稳起到抑制作用，由于几何

48、的对称性，这种轴承允许轴颈正反转。第115页/共151页 这种轴承由几块圆弧形瓦块组成，可以是对称的，也可是不对称的，它与椭圆轴承的性能类似，每段都有较大的偏心，且油楔数更多，因轴颈受多方油楔的作用，故抑振性能优于椭圆轴承。（3 3） 多油叶轴承多油叶轴承第116页/共151页 如图所示这种轴承的抑振性能与多油叶轴承相似，但由于油楔的不对称性，故只允许轴颈单向转动。（4 4）多油楔轴承）多油楔轴承第117页/共151页(5) (5) 可倾瓦轴承可倾瓦轴承 这种轴承由多块可以绕支点偏转的活动瓦块组成。这是目前认为抑振性能最好的轴承。它不仅油楔数多，且当外部发生变化使轴颈中心瞬时离开平衡位置时，由

49、于瓦块可以绕支点偏转能够自动调整到平衡位置，使其不存在维持振荡的因素，因而稳定性很好.第118页/共151页 止推轴承的工作原理与径向轴承类似，也是由转子上转动的推力盘与轴承上几块扇形面形成的收敛油楔动压力来平衡转子的轴向推力载荷。如图所示。(6)(6)垫块式止推轴承垫块式止推轴承第119页/共151页3.9.5.1 3.9.5.1 机械故障诊断的必要性机械故障诊断的必要性3.9.5.2 3.9.5.2 故障诊断监测系统故障诊断监测系统3.9.5.3 3.9.5.3 故障监测技术故障监测技术3.9.5.4 3.9.5.4 机械故障诊断方法机械故障诊断方法第120页/共151页 所谓故障是指机器

50、丧失工作效能的程度，但通常故障是能修复或排除。 长期以来采用的是定期预防性维修制度，即到一定时间不出故障也要停机大修，解体检查，一些部件还不到使用寿命就得更换，造成维修费用很大和停产时间很长等损失。如采用机器故障诊断技术，则可改为预防性维修制度，根据故障诊断结果，确定适时的停机和局部维修，这样就大大延缓停机大修的时间，甚至不必定期停机大修，从而节省了维修费用，增加了持续生产的时间。3.9.5.1 3.9.5.1 机械故障诊断的必要性机械故障诊断的必要性第121页/共151页机器故障诊断的过程一般包括如下的主要环节(1)机器状态参数的检测，即信号采集；(2)信号处理，提取故障特征信息；(3)确定

51、故障的发生部位、类型和程度；(4)对确定的故障作防治处理与监控。3.9.5.2 3.9.5.2 故障诊断监测系统故障诊断监测系统第122页/共151页a振动信号的采集应用各类测振传感器检测机器振动的位移、速度和加速度，并转为电信号送入分析处理器。b振动信号的处理它是将传感器感受到的各种激振力作用的复杂信号加工处理，提取与故障有关的特征信息，并从模拟量变化为数字量，然后送人数字运算电路或电子计算机进行信号分析处理，最后获得用于故障分析的数字或图形。(1)机器振动检测技术(2)热红外技术(3)声发射技术(4)噪声分析技术(5)润滑油的光谱、铁谱分析技术3.9.5.3 3.9.5.3 故障监测技术故

52、障监测技术第123页/共151页 机器故障诊断中除了检测状态参数和信号处理之外，更重要的是根据提取的特征信息进行故障识别与诊断，以确定故障发生的部位、类别和程度，然而这是一项相当复杂与艰巨的工作。现今，故障诊断方法已有多种，如综合比较诊断法、特性变化诊断法、故障树诊断法、模糊诊断法、专家系统诊断法和神经网络诊断法等。其中，专家系统诊断法是一种智能化的计算机诊断系统，能使一般人员像专家一样识别与判断机械故障；而神经网络诊断法是一种由模仿人的大脑神经元网络结构而建立的一种非线性的动力学网络系统，可使专家更为准确地识别与判断机械故障。3.9.5.4 3.9.5.4 机械故障诊断方法机械故障诊断方法第

53、124页/共151页3.10 选选 型型第125页/共151页(1)(1)提出产品应达到的技术指标提出产品应达到的技术指标(2)(2)提出产品的经济指标提出产品的经济指标(3)(3)选用性能调节方式选用性能调节方式(4)(4)提出必须配备的设备仪表提出必须配备的设备仪表(5)(5)其他事项其他事项第126页/共151页3.10.2.1 3.10.2.1 选型分类选型分类3.10.2.1 3.10.2.1 按气体流量与压力选型按气体流量与压力选型3.10.2.2 3.10.2.2 轴流式与离心式压缩机的性能比较轴流式与离心式压缩机的性能比较按工作介质选型按工作介质选型按机器结构特点选型按机器结构

54、特点选型原动机选型原动机选型第127页/共151页(1)(1)各类压缩机的流量和压力适用范围各类压缩机的流量和压力适用范围(2)(2)按流量选型按流量选型(3)(3)按压力选型按压力选型3.10.2.1 3.10.2.1 按气体流量与压力选型按气体流量与压力选型第128页/共151页（1 1） 压缩机的流量和压力适用范围压缩机的流量和压力适用范围第129页/共151页（2 2） 按流量选型按流量选型第130页/共151页 按排气压力的大小选型，相对于进口为一个大气压(即进口压力约为01MPa)的空气而言，选用： 压缩机排气压力在02MPa以上； 鼓风机排气压力在0115O2MPa； 通风机排气

55、压力在0115MPa以下(表压在1500mmH20以下)。(3)(3)按压力选型按压力选型第131页/共151页2.10.2.2 2.10.2.2 轴流式与离心式的性能比较轴流式与离心式的性能比较(1)(1)轴流压缩机适用于更大的流量轴流压缩机适用于更大的流量(2)(2)轴流式的级压力比低轴流式的级压力比低(3)(3)轴流压缩机的效率高轴流压缩机的效率高(4)(4)轴流压缩机的变工况特性较差轴流压缩机的变工况特性较差第132页/共151页(1) (1) 轴流压缩机适用于更大的流量轴流压缩机适用于更大的流量第133页/共151页(2) (2) 轴流式的级压力比低轴流式的级压力比低 在轴流级中气流

56、方向基本平行于轴线，径向分速crO， 由于动叶前后的u1u2，由欧拉方程可知，理论能量头仅为 故级中获得的能量比离心式的少。因而有效压缩功小，级压力比低。一个转子上的级数有限，故它不使用于高压力比的场合。2222211222thccH第134页/共151页(3) (3) 轴流压缩机的效率高轴流压缩机的效率高第135页/共151页 由于相当薄的机翼型动、静两排叶片都对来流方向十分敏感，且两排叶片靠的很近，随着流量的增减，内部正负冲角的增大，使级压力比变化剧烈，其一qv曲线很陡，r1一qv曲线左右都下降的厉害。故轴流式的变工况适应性较差。但若各级静叶全部可调，让各个静叶片的角度都随流量的改变而改变

57、，可使来流的冲角接近于O，能具有很好的变工况适应性，且效率均能很高。(4) (4) 轴流压缩机的变工况特性较差轴流压缩机的变工况特性较差第136页/共151页2.10.2.3 2.10.2.3 按工作介质选型按工作介质选型(1)(1)按轻气体与重气体选型按轻气体与重气体选型(2)(2)按工作介质的性质及排气压力是否很高选型按工作介质的性质及排气压力是否很高选型(3)(3)按气固、气液两相介质选型按气固、气液两相介质选型第137页/共151页 由于提高气体压力比所需的压缩功与气体常数R成正比，压缩轻气体所需的有效压缩功就大，因而选用的压缩机级数就多，甚至需要选用多缸串联的压缩机机组，为了使结构紧

58、凑，应尽可能选用优质材料以提高叶轮的u2，并选用叶片出口角较大，叶片数较多的叶轮，以尽可能的提高单级的压力比，从而减少级数。而压缩重气体所需的压缩功就小，则可选用较少的级数，甚至选用单级离心压缩机，但应注意u2的数值不能太大，否则还将受马赫数较大的影响而使效率下降，变工况范围缩小。(1) (1) 按轻气体与重气体选型按轻气体与重气体选型第138页/共151页(2) (2) 按工作介质的性质及排气压力选型按工作介质的性质及排气压力选型 如工作介质有毒、易燃、易爆、贵重和排气压力很高，则选用的机器应具有密封严密的轴端密封装置，对防介质泄漏可提出极小的允许漏量，甚至不允许有丝毫的泄漏。 另外，为了工作的稳定与安全，在气体被压缩不断提高