离心式压缩机

1、 离心泵离心泵 往复泵往复泵 输送流体输送流体泵泵 旋转泵旋转泵 计量泵计量泵流体输送设备流体输送设备 旋涡泵旋涡泵 通风机通风机 输送气体输送气体风机风机 鼓风机鼓风机 压缩机压缩机概述概述输送设备分类 离心压缩机离心压缩机叶轮石化行业中压缩机的应用场合离心压缩机结构离心压缩机结构 一般说来，提高气体压力的主要目标就是增加单位容积单位容积内气体分子的数量分子的数量，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)对气体作功作功，使气体在离心力场中压力压力

2、得到提高，同时动能动能也大为增加，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。2mrF A：进气口：进气口B：可调进气导片阀：可调进气导片阀IGVC：一级离心叶轮和扩压室：一级离心叶轮和扩压室D：一级排气管口：一级排气管口E：一级中冷却器：一级中冷却器F：二级离心叶轮和扩压室：二级离心叶轮和扩压室G：二级排气管口：二级排气管口H：二级中冷器：二级中冷器I：三级离心叶轮和扩压室：三级离心叶轮和扩压室J：三级排气管口：三级排气管口K：增速主动齿轮：增速主动齿轮离心压缩机转子转子：转轴，固定在轴上的叶轮、轴套、联轴节及平衡盘等

3、。定子定子：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1 1吸入室吸入室2 2轴轴3 3叶轮叶轮4 4固定部件固定部件5 5机壳机壳6 6轴端密封轴端密封7 7轴承；轴承；8 8排气蜗室排气蜗室1123456788叶轮是主要的做功元件，它将外界（原动机）的能量传递给气体，使气体叶轮是主要的做功元件，它将外界（原动机）的能量传递给气体，使气体增压。增压。1）叶轮的种类叶轮的种类：按叶轮结构型式按叶轮结构型式闭式叶轮闭式叶轮：性能好、效率高；由

4、于轮盖的影响，叶轮圆周速度受到限制。：性能好、效率高；由于轮盖的影响，叶轮圆周速度受到限制。半开式叶轮半开式叶轮：效率较低，强度较高。：效率较低，强度较高。双面进气叶轮双面进气叶轮：适用于大流量，且轴向力平衡好。：适用于大流量，且轴向力平衡好。 离心叶轮的典型结构离心叶轮的典型结构（2）叶轮）叶轮 （2）叶轮）叶轮 a)闭式闭式b)半开式半开式叶轮的典型结构叶轮的典型结构半开式叶轮半开式叶轮 n2）、按叶片弯曲形式按叶片弯曲形式后弯叶片：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：径向叶片：2A90，工作稳定范围宽，常用前弯叶片：前弯叶片：弯曲方向与叶轮旋转方向相同， 2

5、A90，效率低，稳定工作范围较窄，多用于一部分通风机。离心叶轮的典型结构离心叶轮的典型结构叶片形式叶片形式3 扩压器扩压器无叶扩压器无叶扩压器：结构简单，级变工况较好，效率高，稳定工：结构简单，级变工况较好，效率高，稳定工作范围宽。作范围宽。叶片扩压器叶片扩压器：结构复杂，变工况性能差，效率较低，稳定：结构复杂，变工况性能差，效率较低，稳定工作范围窄。工作范围窄。扩压器扩压器 “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: 由叶轮、扩压器、弯道、回流器组成； 首级: 由吸气管和中间级组成； 末级: 由叶轮、扩压器、排气蜗壳组成1叶轮 2扩压器 3弯道 4回流器 级的典型结构

6、级的典型结构止推轴承止推轴承增速器增速器 闭式叶轮闭式叶轮 优点：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：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

7、用制冷工程和气体分离用4.4.气体输送用气体输送用 离心式制冷压缩离心式制冷压缩机属于速度型压缩机属于速度型压缩机，是靠高速旋转机，是靠高速旋转的叶轮对气体做功，的叶轮对气体做功，以提高气体的压力，以提高气体的压力，叶轮进口处形成低叶轮进口处形成低压，气体由吸气管压，气体由吸气管不断吸入，蜗壳处不断吸入，蜗壳处形成高压，最后引形成高压，最后引出压缩机外，完成出压缩机外，完成吸气吸气压缩压缩排气排气过程。过程。叶轮叶轮3蜗壳蜗壳4吸气室吸气室2A）单级压缩机）单级压缩机 基本方程式基本方程式连续方程连续方程（1 1）连续方程的基本表达式）连续方程的基本表达式 constfcqqqqrVVinin

8、Viim22222气体作定常一元流动，流经机器任意截面的质量流量相等，气体作定常一元流动，流经机器任意截面的质量流量相等，其连续方程表示为：其连续方程表示为：方程说明：随着气体在压缩过程中压力不断提高，其密度不方程说明：随着气体在压缩过程中压力不断提高，其密度不断增大，容积流量沿机器不断减小。断增大，容积流量沿机器不断减小。式中：式中：q qm m为质量流量为质量流量 kg/kg/s,qs,qv v为容积流量为容积流量m m3 3/s,/s,为气流密度为气流密度,f ,f 为截为截面面积面面积,c,c2r2r为垂直该截面的法向流速。为垂直该截面的法向流速。（2 2）连续方程在叶轮出口的表达式）

9、连续方程在叶轮出口的表达式 连续方程在叶轮出口处的表达式，反映流量与叶轮几何连续方程在叶轮出口处的表达式，反映流量与叶轮几何尺寸及气流速度的相互关系。尺寸及气流速度的相互关系。 322222222260unDbqqrVm式中：式中：D D2 2为叶轮外径为叶轮外径, b, b2 2为叶轮出口处的轴向宽度为叶轮出口处的轴向宽度, , 为叶轮出口的相对为叶轮出口的相对宽度。考虑到叶轮结构的合理性和级效率宽度。考虑到叶轮结构的合理性和级效率, ,通常要求通常要求 。 为叶轮叶轮出口处的流量系数为叶轮叶轮出口处的流量系数, ,它对流量、理论能量头和级效率均它对流量、理论能量头和级效率均有较大的影响，根

10、据经验的选取范围，不同类型叶轮取值不同。有较大的影响，根据经验的选取范围，不同类型叶轮取值不同。2 2为为 叶轮出口的通流系数（或阻塞系数）。叶轮出口的通流系数（或阻塞系数）。22Db065.0025.022Db222ucrrAAADZbDZbZbD2222222222222sin1sin2sin说明：叶论出口连续方程式常用来校核说明：叶论出口连续方程式常用来校核各级叶轮选取各级叶轮选取 的合理性。的合理性。22Db表示铆接叶轮中连接盘、盖的叶片折表示铆接叶轮中连接盘、盖的叶片折边；无折边的铣制、焊接叶轮，边；无折边的铣制、焊接叶轮，=0。欧拉方程欧拉方程欧拉方程是用来计算原动机通过轴和叶轮将

11、机械能转换给流体欧拉方程是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，称为叶轮机械的基本方程。由流体力学的动量矩定理的能量，称为叶轮机械的基本方程。由流体力学的动量矩定理导出，其表达式：导出，其表达式：1122ucucHLuuthth也可也可表示为：表示为：222222121222122ccuuHLthth式中式中L Lthth 为叶轮输出的欧拉功为叶轮输出的欧拉功 ，H Hthth为每千克流体所接受的能量称为理论为每千克流体所接受的能量称为理论能量头，单位是能量头，单位是kJ/kgkJ/kg。欧拉方程的物理意义：欧拉方程的物理意义：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

12、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；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；叶轮之间机械能转换的大小、而不管叶轮内部的流动情况；该方程适用于任何气体或液体，既适用于叶轮式的压缩机，该方程适用于任何气体或液体，既适用于叶轮式的压缩机，也适用于叶轮式的泵；也适用于叶轮式的泵；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如汽轮机、燃气轮机等。用于叶轮式的

13、原动机如汽轮机、燃气轮机等。原动机的欧拉方程为原动机的欧拉方程为2211ucucHLuuuu叶片数有限的理论能头：叶片数有限的理论能头：轴向旋涡轴向旋涡 液体由于存在惯性力，液体由于存在惯性力，产生轴向涡流，方向与叶轮转动方产生轴向涡流，方向与叶轮转动方向相反。向相反。结果结果 使得相对速度和绝对速度产使得相对速度和绝对速度产生滑移。生滑移。无预无预旋：旋：一般情况下气体是从径向流入叶道入口，简称径向进入叶轮或气一般情况下气体是从径向流入叶道入口，简称径向进入叶轮或气流无预旋进入叶轮。此时流无预旋进入叶轮。此时09011uc，22ucHuth有限多叶片相对速度的分布有限多叶片相对速度的分布工作

14、面一侧相对速度小，非工工作面一侧相对速度小，非工作面一侧相对速度大。作面一侧相对速度大。为此，斯陀道拉提出了计算周向分速的半理论半经验公式：为此，斯陀道拉提出了计算周向分速的半理论半经验公式：滑移速度与叶轮结构、叶道中滑移速度与叶轮结构、叶道中流动情况及流体性质有关。流动情况及流体性质有关。滑移系数滑移系数得到有限多叶片的理论能头的计算公式：得到有限多叶片的理论能头的计算公式： 2222222222sin1uZctguucHAAruuth此此方程为离心压缩机计算能量与功率的基本方程式。方程为离心压缩机计算能量与功率的基本方程式。说明：说明： 主要与叶轮圆周速度有关、流量系数、叶片主要与叶轮圆周

15、速度有关、流量系数、叶片出口角和叶片数有关。出口角和叶片数有关。式中：式中： 称为理论能量头系数或周速系数。称为理论能量头系数或周速系数。 u2thH能量方程能量方程 能量方程用来计算气流温度（或焓）的增加和速度的变化。能量方程用来计算气流温度（或焓）的增加和速度的变化。根据热力学的能量转换与守恒定律，当气体在根据热力学的能量转换与守恒定律，当气体在级中作稳定流动时，取级中任意两截面级中作稳定流动时，取级中任意两截面a、b间间的的系统作为考察对象，则对单位质量气体有：系统作为考察对象，则对单位质量气体有：22202000202000cchhccTTcqLpth能量方程的物理意义：能量方程的物理

16、意义：能量方程是既含有机械能又含有热能的能量转化与守恒方程，它能量方程是既含有机械能又含有热能的能量转化与守恒方程，它表示由叶轮所作的机械功，转换为级内气体温度（或焓）的升高和表示由叶轮所作的机械功，转换为级内气体温度（或焓）的升高和动能的增加；动能的增加；该方程对有粘无粘气体都是适用的，因为对有粘气体所引起的能该方程对有粘无粘气体都是适用的，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，从而使气体温度（或焓）升高；量损失也以热量形式传递给气体，从而使气体温度（或焓）升高；离心压缩机不从外界吸收热量，而由机壳向外散出的热量与气体离心压缩机不从外界吸收热量，而由机壳向外散出的热量与气体与

17、气体的热焓升高相比较是很小的，故可认为气体在机器内作绝热与气体的热焓升高相比较是很小的，故可认为气体在机器内作绝热流动，其流动，其 q=0q=0；该方程适用任一级，也适用于多级整机或其中任一通流部件，这该方程适用任一级，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而定。由所取的进出口截面而定。 例如对于叶轮而言，能量方程表示为例如对于叶轮而言，能量方程表示为 对于扩压器而言，能量方程表示为对于扩压器而言，能量方程表示为22212212212212cchhccTTcHpth22244233cTccTcpp对任意截面而言，能量方程表示为对任意截面而言，能量方程表示为由此可以得到温差的计

18、算公式：由此可以得到温差的计算公式：伯努利方程伯努利方程 应用该方程将流体获得的能量区分为有用能量和能量损失，并应用该方程将流体获得的能量区分为有用能量和能量损失，并引入压力参数，表示出压力的增加，将机械功与级内流体压力引入压力参数，表示出压力的增加，将机械功与级内流体压力升高的静压能联系起来，其表达式为：升高的静压能联系起来，其表达式为：002020002hydththHccdpHL式中式中 为级进出口静压能头的增量为级进出口静压能头的增量, , 为级内的流动损失。为级内的流动损失。 00dp00hydH上式根据热力学第一定律和能量方程推导求得。上式根据热力学第一定律和能量方程推导求得。假设

19、气体在某流道中由界面假设气体在某流道中由界面a向向界面界面b作稳定流动，并在这股气流上建立动作稳定流动，并在这股气流上建立动坐标系，由于气流与外界无质量交换，可看作封闭的热力系统，则得到：坐标系，由于气流与外界无质量交换，可看作封闭的热力系统，则得到：baababdphhq实际上，气体是相对静止坐标系流动，有气体进、出界面的开口热力系统。实际上，气体是相对静止坐标系流动，有气体进、出界面的开口热力系统。因此，单位质量气体从界面因此，单位质量气体从界面a流向界面流向界面b实际得到的热量应包括两部分：一实际得到的热量应包括两部分：一是从系统外传入的热量，二是由于气体的流动所有的能量损失转化的热量，

20、是从系统外传入的热量，二是由于气体的流动所有的能量损失转化的热量，即：即：如果考虑内漏气损失和轮阻损失如果考虑内漏气损失和轮阻损失, ,上式表示为上式表示为002020002losstottotHccdpHL式中式中 为叶轮消耗的总功为叶轮消耗的总功, , 为级内每千克气体获得的总为级内每千克气体获得的总能量头能量头, , 为级中总能量损失。为级中总能量损失。 totLtotH00lossH)1 (dflthdflthtotHHHHH设流出叶轮的有效气体的质量为设流出叶轮的有效气体的质量为qm，流出叶轮后从轮盖密封处流出叶轮后从轮盖密封处漏回叶轮入口的质量流量为漏回叶轮入口的质量流量为qm l

21、，实际从叶轮中流出的总质量为：实际从叶轮中流出的总质量为：由叶轮对总质量由叶轮对总质量qmtot气体所消耗的功率为：气体所消耗的功率为：mlmtotqqqmthmlmthmtotHqqHq)(如果此时轮阻损失消耗的功率如果此时轮阻损失消耗的功率Ndf，则叶轮消耗的总功率为：则叶轮消耗的总功率为：dflthdfthmlmtotNNNNHqqN)(由于叶轮是级内唯一做功元件，故级的总功率就是叶轮的由于叶轮是级内唯一做功元件，故级的总功率就是叶轮的总功率，或称级的内功率。总功率，或称级的内功率。)1 (dflthmtotHqN)1 (dflthtotHH叶轮对每千克有效气体的总耗功（总能量）为叶轮对

22、每千克有效气体的总耗功（总能量）为。称轮阻损失系数，一般；般称内漏气损失系数，一式中，令13. 002. 0/05. 0005. 0/HqNqqdfthmdfdflmmll伯努利方程的物理意义伯努利方程的物理意义: :通用伯努利方程也是能量转化与守恒的一种表达式通用伯努利方程也是能量转化与守恒的一种表达式, ,它表示叶它表示叶轮所做机械功转换为级中流体的有用能量轮所做机械功转换为级中流体的有用能量( (静压能和动能增加静压能和动能增加) )的同时的同时, ,由于流体具有粘性由于流体具有粘性, ,还需付出一部分能量克服流动损失还需付出一部分能量克服流动损失或级中所有的损失；或级中所有的损失；它建

23、立了机械能与气体压力它建立了机械能与气体压力p p、流速流速c c 和能量损失之间的相互和能量损失之间的相互关系；关系；该方程适用一级，亦适用于多级整机或其中任一通流部件，这该方程适用一级，亦适用于多级整机或其中任一通流部件，这由所取的时出口截面而定由所取的时出口截面而定 ；对于不可压流体，其密度对于不可压流体，其密度为常数，则可直接为常数，则可直接解出，因而对输送水或其他液体的泵来说应用伯努利方程计算解出，因而对输送水或其他液体的泵来说应用伯努利方程计算压力的升高是十分方便的。而对于可压缩流体，还需知道压力的升高是十分方便的。而对于可压缩流体，还需知道p=fp=f（）的函数关系及热力学基础知

24、识才可解决。的函数关系及热力学基础知识才可解决。1221ppdp对于叶轮而言：对于叶轮而言：phythHccdpHdim2122212或或lossimpthHccdpH2212221对于某一固定部件，如扩压器对于某一固定部件，如扩压器hyddifHdpcc4324232压缩过程与压缩功压缩过程与压缩功 11112121mmpolpolippRTmmHLMWdp根据热力过程不同，确定每千克气体所获得的压缩功，即有根据热力过程不同，确定每千克气体所获得的压缩功，即有效能量头。效能量头。对于多变过程，则多变压缩功为对于多变过程，则多变压缩功为式中式中 称为多变压缩有效能量头，简称为多变能量头。称为多

25、变压缩有效能量头，简称为多变能量头。polH能量头系数能量头系数：能量头与能量头与 之比，那么多变能量头系数表示为之比，那么多变能量头系数表示为22uHpolpol或22uHpolpol22u多变能头系数的大小，表示叶轮圆周速度用来提高气体压力比的能量利用多变能头系数的大小，表示叶轮圆周速度用来提高气体压力比的能量利用程度。程度。级内的各种能量损失级内的各种能量损失级中能量损失包括三种：流动损失、漏气损失、轮阻损失级中能量损失包括三种：流动损失、漏气损失、轮阻损失级内的流动损失级内的流动损失 （1 1）摩阻损失）摩阻损失 产生原因产生原因：流体的粘性是根本原因。从叶轮进口到出口有流：流体的粘性

26、是根本原因。从叶轮进口到出口有流体与壁面接触，就有边界层存在，就将产生摩阻损失。体与壁面接触，就有边界层存在，就将产生摩阻损失。大小大小：22mhmfcdlH 为摩阻系数为摩阻系数 ，是，是Re与壁面粗糙度与壁面粗糙度的函数。的函数。通常离心压缩机中气流的通常离心压缩机中气流的Re大于临界雷诺数，大于临界雷诺数，在一定的相对粗糙度下，在一定的相对粗糙度下，是常数，则是常数，则hf与与qv2成成正比。正比。Df Re,减小措施：减小措施：（2 2）分离损失）分离损失产生原因：产生原因：通道截面突通道截面突然变化，速度降低，近然变化，速度降低，近壁边界层增厚，引起分壁边界层增厚，引起分离损失。离损

27、失。大小：大小：大于沿程摩阻损大于沿程摩阻损失。失。868.16.1112221ff受流道形状、壁面粗糙度、气流雷诺数、气体湍流程度影响。受流道形状、壁面粗糙度、气流雷诺数、气体湍流程度影响。减少措施：减少措施：控制通道的当量扩张角控制通道的当量扩张角 ；控制进出口的相对速度比控制进出口的相对速度比（3 3）冲击损失）冲击损失 产生原因：产生原因：流量偏离设计工况点，使得叶轮和叶片扩压器的流量偏离设计工况点，使得叶轮和叶片扩压器的进气冲角进气冲角i0，在叶片进口附近产生较大的扩张角，导致气流在叶片进口附近产生较大的扩张角，导致气流对叶片的冲击，造成分离损失。对叶片的冲击，造成分离损失。减少措施

28、：减少措施：控制在设计工况点附近运行；在叶轮前安装可转控制在设计工况点附近运行；在叶轮前安装可转动导向叶片。动导向叶片。大小：大小：采用冲击速度来表示，正冲角损失是负冲角损失的采用冲击速度来表示，正冲角损失是负冲角损失的1015倍。倍。11Ai其中进气冲角（4 4）二次流损失）二次流损失产生原因产生原因：叶道同一：叶道同一截面上气流速度与压截面上气流速度与压力分布不均匀，存在力分布不均匀，存在压差，产生流动，干压差，产生流动，干扰主气流的流动，产扰主气流的流动，产生能量损失生能量损失 。在叶轮和弯道处急剧在叶轮和弯道处急剧转弯部位出现。转弯部位出现。减少措施减少措施：增加叶片数，避免急剧转弯。

29、：增加叶片数，避免急剧转弯。大小大小：叶道的弯曲，气流速度方向的变化急剧与否。：叶道的弯曲，气流速度方向的变化急剧与否。（5 5）尾迹损失）尾迹损失 产生原因产生原因：叶片尾部有一定厚度，气体从叶道中流出时，：叶片尾部有一定厚度，气体从叶道中流出时，通流面积突然扩大，气流速度下降，边界层发生突然分离，通流面积突然扩大，气流速度下降，边界层发生突然分离，在叶片尾部外缘形成气流旋涡区，尾迹区。尾迹区气流速在叶片尾部外缘形成气流旋涡区，尾迹区。尾迹区气流速度与主气流速度、压力相差较大，相互混合，产生的能量度与主气流速度、压力相差较大，相互混合，产生的能量损失。损失。减少措施减少措施：采用翼型：采用翼

30、型叶片代替等厚叶片；叶片代替等厚叶片；将等厚叶片出口非工将等厚叶片出口非工作面削薄。作面削薄。大小大小：与叶道出口速：与叶道出口速度，叶片厚度及叶道度，叶片厚度及叶道边界层有关。边界层有关。漏气损失漏气损失（1）产生漏气损失的原因）产生漏气损失的原因存在间隙；存在压力差。存在间隙；存在压力差。出口压力大于进口压力，级出口压力出口压力大于进口压力，级出口压力大于叶轮出口压力，在叶轮两侧与固大于叶轮出口压力，在叶轮两侧与固定件之间的间隙、轴端的间隙，产生定件之间的间隙、轴端的间隙，产生漏气，存在能量损失。漏气，存在能量损失。密封型式：机械密封，干气密封，浮环油膜密封，梳密封型式：机械密封，干气密封

31、，浮环油膜密封，梳齿密封齿密封（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结构形式：结构形式：在固定部件与轮盖、隔板与轴套、轴的在固定部件与轮盖、隔板与轴套、轴的端部设置密封件，采用梳齿式（迷宫式）密封。端部设置密封件，采用梳齿式（迷宫式）密封。工作原理：利用节流原理。工作原理：利用节流原理。减小通流截面积，经多次节减小通流截面积，经多次节流减压，使在压差作用下的流减压，使在压差作用下的漏气量尽量减小。即通过产漏气量尽量减小。即通过产生的压力降来平衡密封装置生的压力降来平衡密封装置前后的压力差。前后的压力差。密封特点：非接触式密封，密封特点：非接触式密封，有一定的泄漏量

32、。有一定的泄漏量。设计中应注意：设计中应注意：减小齿逢间隙；减小齿逢间隙；增加密封齿数；增加密封齿数；加大齿片间的空加大齿片间的空腔和流道的曲折腔和流道的曲折程度。程度。漏气量计算：漏气量计算：漏气量大小取决于装置前后压力差、密封结构型漏气量大小取决于装置前后压力差、密封结构型式、齿数和齿缝间隙截面积。分两种情况计算：式、齿数和齿缝间隙截面积。分两种情况计算：由连续方程和伯努利方程可知通过齿顶间隙的漏气量，由连续方程和伯努利方程可知通过齿顶间隙的漏气量，1）轴封处向机外泄漏的外泄漏，其大小取决于装置前后压力）轴封处向机外泄漏的外泄漏，其大小取决于装置前后压力差。差。如果密封装置前后压力差小，气

33、体流过齿缝的速度低于音速，如果密封装置前后压力差小，气体流过齿缝的速度低于音速，这时利用不可压缩流体计算漏气量。这时利用不可压缩流体计算漏气量。aababamlVZpppppDsq如果压力差比较大（即达到某一临界值），最后一个齿缝间如果压力差比较大（即达到某一临界值），最后一个齿缝间隙的气速达到临界音速，使装置发生堵塞工况，漏气不再随装隙的气速达到临界音速，使装置发生堵塞工况，漏气不再随装置前后压力差的增大而增加，则最后一个齿缝间隙中的气体比置前后压力差的增大而增加，则最后一个齿缝间隙中的气体比容最大，最先达到音速。流速达到临界音速时，漏气量计算容最大，最先达到音速。流速达到临界音速时，漏气量

34、计算 aamlVpBZDsq2111式中为流量修正系数，一般式中为流量修正系数，一般 ，为齿顶间隙处的通流，为齿顶间隙处的通流面积，面积，Z Z为密封齿数，下标为密封齿数，下标a a、b b为密封前、后的几何位为密封前、后的几何位置。置。 ，k k为等熵指数，如空气的等熵指数为等熵指数，如空气的等熵指数k=1.4,B=0.684k=1.4,B=0.684。73. 067. 0111212kkkkB临界压力比的确定：临界压力比的确定：112121ZBkkkcr2） 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轮盖密封处的漏气能量损失使叶轮多消耗机械功，它应包括在轮盖密封处的漏气能

35、量损失使叶轮多消耗机械功，它应包括在叶轮所输出的总功之内，应单独计算。叶轮所输出的总功之内，应单独计算。因单级叶轮所能达到的增压不大，一般达不到临界压力比。因单级叶轮所能达到的增压不大，一般达不到临界压力比。应用式（应用式（3-233-23）并根据实验与分析简化，可得轮盖密封处的漏气量为）并根据实验与分析简化，可得轮盖密封处的漏气量为2212143DDZuDsqmml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mrmmllDbDDZDsDDqq2222222122143式中一般取，式中一般取，Z=4Z=46 6齿，齿顶间隙

36、齿，齿顶间隙 ， 。该漏气损失系。该漏气损失系数在计算总能量头时，将会被用到。数在计算总能量头时，将会被用到。 mms4 . 022VVinm轮阻损失轮阻损失产生原因产生原因叶轮旋转，轮盖、轮盘的外缘和轮缘与周围的气体发生摩擦，产叶轮旋转，轮盖、轮盘的外缘和轮缘与周围的气体发生摩擦，产生的损失生的损失大小：大小：与轮盘的粗糙度，相对侧隙及雷诺数有关。与轮盘的粗糙度，相对侧隙及雷诺数有关。利用等厚度圆盘在水中作低速旋转实验，分析计算得轮阻损失功利用等厚度圆盘在水中作低速旋转实验，分析计算得轮阻损失功率为：率为：22232251100DeDuKNdf对于离心叶轮，得到：对于离心叶轮，得到：2223

37、225110054.0DeDuNdf得到轮阻损失系数得到轮阻损失系数df222222222222223221000172.010054.010001000DbcubDcDuHqNururthmdfdf 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

38、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。级内的各种流体损失级内的各种流体损失 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：3222222222221 0 0 00 .5 41 0 0 01 0 0d fd fmthruuDNqHcD bu c2

39、22220 .1 7 21 0 0 0rubD进而可得轮阻损失系数为（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（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。（2 2） 密封件的结构形式密封件的结构形式2122314

40、msmDqDuZD（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 b32222251100dfueNKDDkW322220 .5 41 0 0d fuNDk 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

41、图8 五油锲倾斜块式径向轴承 1瓦块 2.上轴承套3.螺栓4.圆柱销5.下轴承套 6定位螺钉 7.进油节流圈 金斯伯雷止推轴承1.底环2.上水准块 3.下水准块4.止推瓦块水平剖分式小齿轮轴承组件是可倾水平剖分式小齿轮轴承组件是可倾瓦块式滑动轴承和双向锥面推力轴瓦块式滑动轴承和双向锥面推力轴承的完美结合。这些精确设计的组承的完美结合。这些精确设计的组件可以确保压缩机在整个工作范围件可以确保压缩机在整个工作范围内（从低负荷到满负荷的过程）运内（从低负荷到满负荷的过程）运行平稳。行平稳。 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

42、轴向推力的计算半开式叶轮轴向推力的计算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) )（1 1） 闭式叶轮轴向推力的计算闭式叶轮轴向推力的计算向右的轴向力由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(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222222222

43、22222222212()()()4322mDdrmmmuFpdrDdpDdDdD1112121()rrrpppprr214432222212121212222122128 ()2()4()641962432DDrppDDD DD DFpdrDDpDD210FFFF假定在D1到D2之间Pr1的分布为 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抵消，总轴向力大大降低。(1) (1) 叶轮对排叶轮对排a b ca b c轴向推力的平衡措施轴向推力的平衡措施 在轮盘背面加几条径向筋片，如图所示，相当于

44、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 如图所示，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，靠近平衡盘端面安装梳齿密封，可使转子上的轴向力大部分被平衡掉。（3 3） 采用平衡盘采用平衡盘 （亦称平衡活塞）（亦称平衡活塞）1231-平衡盘 2-平衡板 3-平衡套滑动轴承的基本工作原理滑动轴承的基本工作原理几种常用的抑振轴承几种常用的抑振轴

45、承滑动轴承的基本工作原理滑动轴承的基本工作原理 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（2 2）椭圆轴承）椭圆轴承 这种轴承由上下两段圆弧所构成，如图所示，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，由于几何的对称性，这种轴承允许轴颈正反转。 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

46、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 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(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. 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

47、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水路系统水路系统检测系统检测系统性能检测：性能检测：安全检测：安全检测：冷却器的设计，冷却水的使用。冷却器的设计，冷却水的使用。保证系统带走所有的热量，以使压缩机正常工作。保证系统带走所有的热量，以使压缩机正常工作。目的为机器安全运行、调节控制和故障诊断提供基本信息。目的为机器安全运行、调节控制和故障诊断提供基本信息。压缩机的控制压缩机的控制用于压缩机的启动、停车、原动机的变转速、压缩机工况点保用于压缩机的启动、停车、原动机的变转速、压缩机工况点保持稳定或变工况调节，使压缩机尽量处于最佳工作状态。持稳定或变工

48、况调节，使压缩机尽量处于最佳工作状态。增（减）速设备增（减）速设备压缩机中常用的密封形式压缩机中常用的密封形式迷宫密封迷宫密封浮环油膜密封浮环油膜密封干气密封干气密封 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。压缩机中常用的密封形式压缩机中常用的密封形式迷宫密封迷宫密封（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

49、及使用中应注意的问题（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平滑行迷宫密封平滑行迷宫密封曲折形迷宫密封曲折形迷宫密封台阶形迷宫密封台阶形迷宫密封径向排列的迷宫密封径向排列的迷宫密封 蜂窝形迷宫密封蜂窝形迷宫密封（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

50、，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。（3 3） 漏气量及漏气损失系数漏气量及漏气损失系数 (4)(4)设计及使用中应注意的问题设计及使用中应注意的问题 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O.4mm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

51、，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。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干气密封的基本结构干气密封的基本结构干气密封的基本工作原理干气密封的基本工作原理干气密封的承特点干气密封的承特点(410 S.S.) 弹簧弹簧 (哈氏合金哈氏合金 C) 推环推环 (410 S.S.) 腔体腔体 (410 S.S.) 轴

52、套轴套 (410 S.S.) 波纹带波纹带 (蒙耐尔蒙耐尔 K-500) 压紧压紧套套(410 S.S.) 静环静环(碳石墨碳石墨)(Cranite 2000)动环动环(碳化钨碳化钨)(碳化硅碳化硅)干气密封的工作原理干气密封的工作原理干气密封基本原理干气密封基本原理 单向螺旋槽单向螺旋槽双向螺旋槽双向螺旋槽 John Crane动环槽形动环槽形 单向螺旋槽单向螺旋槽双向螺旋槽双向螺旋槽 John Crane Timing 动环槽形动环槽形单向单向V型槽型槽双向双向U型槽型槽双向双向T型槽型槽旋向旋向气体向中心泵送气体向中心泵送气体受压，压力升高，产生间隙气体受压，压力升高，产生间隙密封坝密封

53、坝 旋向旋向气体向中心泵送气体向中心泵送气体受压，压力升高，产生间隙气体受压，压力升高，产生间隙密封坝密封坝正常间隙正常间隙压缩膨胀气膜压力分布弹簧力+流体压力SP闭合力FC开启力FOFC = FO 气膜压力分布弹簧力+流体压力SP闭合力闭合力FC开启力开启力FOFC FO 间隙增大间隙增大气膜压力分布弹簧力+流体压力SP闭合力FC开启力FOFC FO 间隙减小间隙减小 干气密封主要特征干气密封主要特征干气密封基本原理干气密封基本原理l集装式设计易安装，保护关键密封组件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

54、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：多级压缩机多级压缩机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 压缩机运行安全，压缩机运行安全，设计合理。设计合理。对于要求增压比或对于要求增压比或输送轻气体的机器输送轻气体的机器需要两缸或多缸串需要两缸或多缸串联起来形成机组。联起来形成机组。 多级串联理由：多级串联理由：压缩机压比高压缩机压比高而单级压力比低，需采用多级压而单级压力比低，需采

55、用多级压缩；缩；多缸串联的理由：多缸串联的理由：多级压缩机多级压缩机性能曲线性能曲线（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 （1 1）性能曲线的形成）性能曲线的形成效率压比（2 2）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

56、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。（3 3）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。（4 4）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。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

57、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（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（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 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，造成机器的严重破坏。（3 3）防喘振的措施）防喘振的措施（3 3）防喘振的条件）防喘振的条件（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

58、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。（3 3）防喘振的措施（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