第三章 离心式压缩机

第三章离心式压缩机3.1离心式压缩机的典型结构和工作原理3.2性能、调节与控制3.3安全可靠性3.4.

选型3.1离心式压缩机的典型结构和工作原理3.1.1离心压缩机的典型结构与特点

发展概况

工作原理

工作过程与典型结构

级的结构与关键截面

离心压缩机的特点

适用范围发展概况离心压缩机是透平式压缩机的一种，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。随着气体动力学研究的成就，使离心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，多油契轴承等关键技术的研制成功，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，以致于在许多场合可以取代往复活塞式压缩机。工作原理一般说，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。为达到这个目标，除了采用挤压元件来挤压气体的容积式压缩机以外，还有一种用气体动力学的方法，即利用机器的做功元件（高速回转的叶轮）对气体作功，使气体在离心场中压力得到提高，同时动能也大为增加，随后在扩张流道中流动时，这部分动能又转变成静压能，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。工作过程与典型结构工作过程：驱动机带动叶轮高速旋转，叶轮入口产生低压，将气体从吸入室吸入，经叶轮后压力、温度、速度增加，然后流入扩压器扩压，经弯道和回流器回到第二级入口继续压缩。为了降低温度与减少功耗，采用中间冷却器冷却。主要零部件如图

级的结构与关键截面为中间级，由叶轮（1）、扩压器（2）、弯道（3）、回流器（4）组成。为首级，由吸气管和中间级组成。为末级，由叶轮（1）、扩压器（2）、排气蜗室（5）组成

离心叶轮的典型结构：叶轮有轮盖、叶片、轮盘组成闭式叶轮：漏气少、效率高、性能好、轮盖强度影响u2半开式效率低、强度高、u2大作功大、单级压力高双面进气流量大、轴向力小按弯曲形式、出口角分后弯叶轮效率高、工作范围大、常用径向叶轮介于两者间前弯叶轮效率小、工作范围小、常用于通风机12扩压器典型结构扩压器作用：升压、降速无叶扩压器：结构简单、效率高、工作范围大，D4大叶片扩压器：D4小、效率高、结构复杂、工作范围小弯道作用：将气体引入回流器蜗壳作用：升压、降速

离心式压缩机的特点1）流量大；(连续、截面大、转速大)2）转速高；(无惯性力、往复件）3）结构紧凑；（重量小、占地面积小）4）运转可靠，维修费低；（1~3年不停、无备机）5）单级压力比不高；（P2>70MPa需用活塞式)6）不适用小流量。（转速高、流通截面大）

7）效率低（能量损失大）

8）稳定工况区窄，不适宜工况变化大，故障破坏性大。适用范围化工及石油化工工艺用

动力工程用

制冷工程和气体分离用

气体输送用Useinprocessindustries3.2性能、调节与控制3.2.1离心式压缩机的性能3.2.2压缩机的调节方法及其特点3.2.3附属系统3.2.4压缩机的控制3.2.1离心式压缩机的性能1.性能曲线、最佳工况点与稳定工作范围

性能曲线亦称特性曲线（1）增压比曲线（ε-qvin)，选压缩机、定工况点、能量核算（2）效率曲线（η-qvin)，是经济指标、参数计算的原始数据（3）轴功率曲线（N-qvin)，决定原动机功率。qvin是出口截面测得的流量换算到进口P、T下的qv通常将曲线上效率最高点称为最佳工况点。稳定工况范围：压缩机左边受喘振工况限制，右边受堵塞工况限制，两个工况之间为稳定工作范围2.压缩机的喘振与堵塞

a)压缩机的喘振机理（旋转脱离及压缩机的喘振）b)喘振的危害

Pc下降，效率下降、噪音、振动增加，轴承破坏，转子与固定件碰撞。

c)防喘振的措施：标注喘振线的性能曲线，随时了解工作点位置降低转速，使喘振发生流量点下降设置调节导叶机构（特别是首级，改变进气冲角）出口旁设置旁通管道，让多余气体放空或降压后回进口进（温度、流量）出（压力）口安置监视仪表运行操作人员了解压缩机工作原理，注意机器所在工况位置，使机器不致进入喘振状态防喘振设计d)压缩机的堵塞工况Q增加，气流产生负冲角，叶片工作面上气流分离，当Q大大增加，叶轮做功全部成为能量损失，速度甚至达到音速，这是压缩机达到堵塞工况，压力、流量不再增加。e)性能曲线的变化规律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，如果进气温度T1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，假设压缩机是同一种气体介质，但进气温度T1不同，进气温度较高的气体，其性能曲线在下方，进气温度较低的气体的性能曲线在上方。3压缩机与管网联合工作压缩机前面或后面气体所经过的设备和管道的总称。化工用的压缩机往往前后均有管道和容器设备等。管网在前为抽气机、吸气机，管网在后为压缩机。

（1）管网特性曲线

气体在管网中流动时，需要足够的压力用来克服沿程阻力和各种局部阻力。每一种管网都有自己的特性曲线，亦称管网阻力曲线，即p=f（qv）曲线。管网特性曲线决定于管网本身的结构和用户的要求。

管网特性曲线有三种形式：

图a，管网阻力与流量大小无关，例如压缩机后面仅经过很短的管道即进入容积很大的储气筒，此即为忽略沿程压力，而局部阻力为定值的情况。 图b，可用p=Aq2v表示，大部分管网都属于这种形式，如输气管道、流经塔器、热交换器等。图c，上述两种形式的混合，其管网特性曲线表示为p=pr＋Aq2v

。（2）压缩机与管网联合工作离心压缩机的工作点： 管网为一带有阀门的排气管道。将压缩机的特性曲线2和在阀门某一开度下的管网阻力曲线1画于同一上，这时两条曲线交于M点，即工作点。 若阀门开度减小时流量减小为qmMa

，管网曲线变为1a，压缩机工作点沿性能曲线2移至Ma，则两者在交点Ma平衡地工作。 若阀门开度增大，流量增加，则两者在交点Mb

平衡地工作。 这就是用调节管网中阀门开度的办法来实现压缩机的变工况运行，以适应管网的需要。 如压缩机的转速固定，压缩机的工作点仅能沿一条固定的性能曲线移动。压缩机的高效工作范围仅在最高效率点附近如M点附近。如果用户对经常使用的流量和管网阻力的计算有错误，由此所选定的压缩机就不能在高效工作区工作。（3）平衡工况的稳定性

在压缩机和管网系统中总存在各种小扰动因素，如进气条件的变化、转速的波动、管网阻力的变化等等，它使平衡工况点离开原来的位置。如果小扰动过去后，工况仍回到原来的平衡工况点，则工况是稳定的；否则就是不稳定的。这就需要自动调节来维持在某一工况点下的工作。 若气流参数产生某种小扰动，使流量瞬间有所增加，即由原来的qv

增大到qv1，则压缩机工况点移至A1

点，而管网工况点移至B1

点。这时压缩机所产生的压力pA1小于管网压力pB1，由于△p

＝pB1－pA1的作用，系统中的流量将有减少的趋势，致使qv1又回到原来的qv，即又回复到原来的平衡工况点A的位置了。 以上情况表明，压缩机与管网系统的平衡是稳定的。平衡工况的实例例题1性能变化造成的喘振情况某压缩机原来进气温度为30度，工作点在A点（见图），因生产中冷却器出现了故障，使气温急剧增到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1’，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2性能变化造成的喘振情况某压缩机原在图中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Pj下降为Pj’，使机器性能曲线下降到1’线，管网性能曲线无变化，于是工作点变到A’点，落入喘振限所致。例3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。4压缩机的串联与并联 压缩机串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有起作用，却白白耗功，或者某台压缩机发生喘振等。 故压缩机并联不宜用于管网阻力极大的系统（图）。所以，若要使压缩机串联或并联工作，需对其匹配作具体的了解与分析，以防使用不当出现问题。

3.2.2压缩机的调节方法及其特点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，就必须设法改变压缩机的运行工况点。1.出口节流调节

调节压缩机出口管道中的节流阀门开度是一种最简单的调节方法。 它的特点是： a，不改变压缩机的特性曲线，仅随阀门开度的不同而改变管网阻力特性曲线，从而改变压缩机的工况点。 b，减小阀门开度，可减小流量，反之亦然。 c，阀门关小，使管网阻力增大，其压力损失△p=Aq2v主要消耗在阀门引起的附加局部损失上，因而使整个系统的效率有所下降，且压缩机的性能曲线愈陡，效率下降愈多。2.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。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。

由于进气节流可使压缩机进口的压力减小，相应地进口密度减小，在输送相同质量流量的气体时，因ρin小，其结果使功率N=ρinqvinHth(1+βl+βdf)有所减少。

进气节流的另一优点是使压缩机的性能曲线向小流量方向移动，因而能在更小流量下稳定地工作，而不致发生喘振。缺点是节流阻力带来一定的压力损失并使排气压力降低。

为使压缩机进口流场均匀，要求阀门与压缩机进口之间设有足够长的平直管道。进气节流是一种广泛采用的调节方法。

3.采用可转动的进口导叶调节（又称进气预旋调节）

在叶轮之前设置进口导叶并用专门机构，使各个叶片绕自身的轴转动，从而改变导向叶片的角度，可使叶轮进口气流产生预旋c1u≠0。

总体来说，进气预旋调节比进口出口节流调节的经济性好，但可转动导叶的机构比较复杂。故在离心压缩机中实际采用得不多，而在轴流压缩机中采用得较多。4.采用可转动的扩压器叶片调节

具有叶片扩压器的离心压缩机，其性能曲线较陡，且当流量减小时，往往首先在叶片扩压器出现严重分离导致喘振。但如果能改变扩压器叶片的进口角α3A以适应来流角α3，则可避免上述缺点，从而扩大稳定工况的范围。

这种调节方式能很好的满足流量调节的要求，但改变出口压力的作用很小。这种调节机构相当复杂因而较少采用。5.改变转速调节

如原动机可改变转速，则用调节转速的方法可改变压缩机性能曲线的位置。

如图。图(a)为用户要求压力pr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。图(b)为用户要求流量不变而压力升高到p’r

或降低为p’’r

，调节转速到ns’

或ns’’

的情况。

转速调节其压力和流量的变化都较大，从而可显著扩大稳定工况区，且并不引起其他附加损失，亦不附加其他结构，因而它是一种经济简便的方法。切割叶轮有与之相同的性能曲线，但切割后性能无法再提高。6.几种调节方法的比较及联合采用两种调节

图表示了进口节流、进气预旋和改变转速的经济性对比。其中以进口节流为基准，曲线1表示进气预旋比进口节流所节省的功率。曲线2表示的改变转速比进口节流所节省的功率，显然改变转速的经济性最佳。

目前大型离心压缩机大都用气轮机驱动，它可无级变速，对性能调节十分有利。在设计与使用时特别要考虑到增加转速可能给气轮机和压缩机带来的性能、强度和振动等问题，而应留有增加转速的余地，以防发生安全事故。3.2.3附属系统输送气体的管网系统（管道、阀门、过滤器，设计时阻力不能大,管路特性曲线应适应设计工况及变工况运行)增（减）速设备(电机增速、汽轮机减速）油路系统（提供一定流量、压力、保持一定温度的循环油，起润滑、密封、支撑、吸收热量的作用，油还需冷却过滤，压缩机起停车时，油路系统应处在运行状态，应有储油箱，以防停电时油泵停止工作）水路系统（冷却器、阀门、管道，提供中间冷却器及油冷）检测系统（监测系统：压缩机、原动机、进出口气体压力、温度、管路中的流量、机器的转速和功率；安全检测系统：压缩机震动、转速、功率、转子轴向位移及轴承、密封部位的油温）3.2.4压缩机的控制控制系统用于机器启动、停车、原动机变转速、压缩机工况点保持稳定或变工况调节，使压缩机处于最佳工作状态，并通过检测系统实现在线实时控制3.3安全可靠性3.3.1叶轮强度3.3.2转子临界转速3.3.3轴向推力的平衡3.3.4抑振轴承3.3.5机械故障诊断3.3.1叶轮强度由于离心叶轮高速旋转所产生的离心力及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点材料制成的盘形夹层。故叶轮强度计算主要是轮盘应力计算。目前轮盘应力计算有二次法、递推——代入法和有限元法。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U2，故叶轮的安全可靠性，一般是可以有保证的。3.3.2转子临界转速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：对刚性转子对柔性转子为了防止可能出现轴承油膜振荡，工作转速应低于2倍第1临界转速，即3.3.3轴向推力的平衡3.3.3.1转子承受的轴向推力（1）闭式叶轮轴向推力的计算（2）半开式叶轮轴向推力的计算3.3.3.2轴向推力的平衡措施（1）叶轮对排

（2）叶轮背面加筋

（3）采用平衡盘（也称平衡活塞）(1)叶轮对排叶轮的排列方式如下图，图（a）是叶轮顺排，转子上各轴向力相加；图（b）和带有中间冷却器的图（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。(a)(b)(c)(2)叶轮背面加筋叶轮背面加几条径向筋片，如图，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，使叶轮轴向力减小，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。（3）采用平衡盘（也称平衡活塞）如图，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。平衡盘是最常用的平衡轴向力的措施。3.3.4抑振轴承3.3.4.1滑动轴承的基本工作原理3.3.4.2几种常用的抑振轴承3.3.4.1滑动轴承的基本工作原理3.3.4.2几种常用的抑振轴承普通圆柱轴承

椭圆轴承多油叶轴承多油契轴承可倾瓦轴承垫块式止推轴承普通圆柱轴承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，油膜振荡一旦发生就很难抑制。所以对高速轻载转子，圆柱轴承很少采用。

（2）椭圆轴承这种轴承由上下两段圆弧所构成，如图，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，并产生两个油契。其上瓦油契的油膜压力就会对前述的轴承失稳起到抑制作用，由于几何的对称性，这种轴承允许轴颈正反转。（3）多油叶轴承这种轴承由几块圆弧形瓦块组成，可以是对称的，也可以是不对称的，它与椭圆轴承的性能类似，每段都有较大的偏心，且油契数更多，因轴颈受多方油契作用，故抑制性能优于椭圆轴承。（4）多油契轴承如图这种轴承的抑振性能与多油叶轴承相似，但由于油契的不对称性，故只允许轴颈单向转动。(5)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，它不仅油契数多，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。（6）垫块式止推轴承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和轴承上几块扇形面形成的收敛油契动压力来平衡转子的轴向推力载荷，如下图。3.3.5机械故障诊断3.3.5.1机械故障诊断的必要性3.3.5.2故障诊断监测系统3.3.5.3故障监测技术3.3.5.4机械故障诊断方法3.3.5.1机械故障诊断的必要性所谓故障是指机器丧失工作效能的程度，但通常故障是能修复或排除的。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维修，解体检查，一些部件还不到使用寿命就得更换，造成维修费高停产时间长等损失。若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时间，甚至不必停机大修，从而节省了维修费用，增加了维持生产的时间。3.3.5.2故障诊断监测系统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。3.3.5.3故障监测技术（1）机器振动检测技术

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。

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。然后送入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。（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3.3.5.4机械故障诊断方法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和诊断，以确定故障发生的部位、类别和程度，然而这是一项非常复杂与艰巨的工作。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。3.4选型3.4.1选型的基本原则3.4.2选型分类3.4.3选型方法3.4.4选型示例3.4.1选型的基本原则1.提出产品应达到的技术指标(1).性能指标流量、压力比、效率、功率和变工况适用范围；经常运行的工作点作为设计点，使经济性最好(2).安全指标合理确定零部件的材料；转子动平衡允许的残留不平衡量；工作转速离开一、二阶临阶转速的数值；主要零部件的装配尺寸及其间隙；机器运行的震动值（振幅)2.提出产品的经济指标(1)产品价格：质量与价格兼顾（2）供货时间(3)使用寿命：10~15年3.选用性能调节方式出口调节不经济，可变转速调节，经济性好、工况范围大4.提出必须配备的仪表附属系统（冷却润滑）、检测系统（测压力、流量、温度、转速、振动量等，确定检测部位、选择仪器仪表）、控制系统（开、停车、防喘振、连锁紧急停车、自动调节维持高效工况点）5.其他事项单台、小批量厂家可满足具体要求（转子转向、进排气位置、机器高度等）3.4.2选型分类3.4.2.1按气体流量与压力选型3.4.2.2轴流式与离心式压缩机的性能比较3.4.2.3按工作介质选型3.4.2.4按机器结构特点选型3.4.2.5原动机选型3.4.2.1按气体流量与压力选型（1）各类压缩机的流量和压力适用范围（2）按流量选型（3）按压力选型（1）各类压缩机的流量和压力适用范围（2）按流量选型较小流量选用窄叶轮离心压缩机，小流量、高压力选级数多，末级叶轮更窄。流量约为50~5000m3/min，选离心压缩机效率高较大流量压缩机或级，可选双面进气叶轮，流量大，轴向力平衡好较大流量压缩机或级也可选扭曲型三元叶轮，效率高若流量更大，1000~20000m3/min，排气压力不高（1~10MPa)，可选轴流式压缩机三元叶轮（3）按压力选型按排气压力的大小选型，相对于进口为一个大气压（进口压力约为0.1MPa）的空气而言，选用：压缩机排气压力在0.2MPa以上；鼓风机排气压力在0.115~0.2MPa；通风机排气压力在0.115MPa以下（表压在

1500mmH2O以下）。3.4.2.2轴流式与离心式压缩机的性能比较（1）轴流压缩机适用于更大流量（2)轴流式的级压力比低（3）轴流压缩机的效率高（4）轴流压缩机的变工况特性较差（1）轴流压缩机适用于更大流量（2)轴流式的级压力比低在轴流级中气流方向基本平行于轴线，径向分速Cr≈0，由于动叶前后的u1≈u2，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，故它不能用于高压力比的场合。（3）轴流压缩机的效率高（4）轴流压缩机的变工况特性较差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，且两排叶片靠得很近，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ε—qv曲线很陡，η—qv曲线左右都下降得厉害。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，可使来流的冲角接近于0度，能具有很好的变工况适应性，且效率均能很高。3.4.2.3按工作介质选型（1）按轻气体与重气体选型（2）按工作介质的性质及排气压力是否很高选型（3）按气固、气液两相介质选型轻气体：需有效压缩功大（与R成正比），级数多，要减少级数，使结构紧凑，可通过选材、增加转速、增加叶片出口角或叶片数来增加单级压缩比，但转速增加过大会减小工况范围重气体：需有效压缩功小，级数少，甚至可用单级。（1）按轻气体与重气体选型（2）按工作介质的性质及排气压力是否很高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，对防介质泄露可提出极小的允许漏量，甚至不允许有丝毫的泄露。另外，为了工作的稳定和安全，在气体被压缩不断提高压力的同时，应对温度的提高有一定的限制，这就需要选用带中间冷却的压缩机。其压缩机如何分段，则需按对温度升高的限制程度和节省能耗的多少进行综合。（3）按气固、气液两相介质选型对于气体中含有固体颗粒或液滴的两相介质，用户应提供气体中所含颗粒或液滴的浓度、大小等参数，要求机器的设计制造单位，按两相流理论进行设计，而通流部件特别是叶轮、叶片应选用耐磨损、耐锈蚀的材料或表面喷涂硬质合金等进行特殊的表面处理。3.4.2.4按机器结构特点选型（1）单级离心压缩机（2）多级多轴结构（3）多缸串联机组（4）气缸结构（5）叶轮结构与排列（6）扩压器结构（7）轴流离心混合型压缩机（1）单级离心压缩机如工作介质分子量大或要求的压力比不高，则应尽量选用结构简单的单级离心压缩机。为了提高单级离心压缩机的压力比，可选用半开式径向型叶片的叶轮，它的显著特点是强度高，允许的圆周速度大，u可以达550m/s，进入导风轮和叶片扩压器的来流速度有的可达超音速，其压缩空气的压力比可达6.5，这种离心压缩机已在小功率燃气轮机和离心增压器中得到广泛采用。（2）多级多轴结构由于多级离心压缩机逐级容积流量不断减小，而一个转子或直线式串联的多个转子上的叶轮转速都相同，则前级和后级叶轮的b2/B2很难满足性能好、效率高的要求，为此可采用多级结构，使各轴的转速不同来满足各级b2/B2的要求。（3）多缸串联机组对于要求高增压比或输送轻气体，因气体常数R很大，即使增压比不大，但耗功很大的机器需要选用两缸或多缸压缩机串联的机组。