离心式压缩机工作原理(优.选)

#/31word.厂2_广2_广2（8-5）那么压气机所做的总功等于气体的焓增和动能的增加。三、伯诺里方程对于可压缩的气体，压缩机中的伯诺里方程可以用下式表示:(8-6)式中：为压缩机中从进口1到出口2之间的流动损失，积分AQ表示压缩机压缩过程的压缩功，与变化的过程有关。（8-6）式可以从热力学第一定律和能量方程（9-3）式得出，热力学第一定律的微分形式为：&LL二&一pdv(8-7)即系统能量的增加等于传入的热量与绝对功之和，其中为比容，积分（8-7）式得到：(8-8)切二务十仏(8-9)'洌是流动损失，為、知为出口和进口的焓。上两式与式（8-4）（8-5）结合可以得到式（8-6）式，（8-6）与式（8-2）比较，得出：

(8—10)(8—10)|■喳式（8-10）中人Q为压缩功表示为了提高压力所做的功，压力的提高由叶轮通叫龙1道进出口的动能减少？和离心力所做的功（？）组成，并且要减去流动损失部分。压缩功与叶轮中的气体变化过程有关。1.等温过程。用俎表示压缩功(8—11)2.绝热过程对于完全绝热过程術二°,(8—11)2.绝热过程对于完全绝热过程術二°,3.多变过程的压缩功'创为:四、压缩过程在T—S图上的表示热力学第二定律的表达式为：T(8-14)式中S为熵。在T—S图中，呦为过程曲线下的面积，如图8-2(a)表示。2TTS訂2TTS訂ds图8-2(a)图8-2(b)同样，从过程起点1至终点2,热量®为：「2亍q1=如图8-2(b)所示，为吸入热量根据热力学第一定律可以得出：

等温过程在T—S图上为水平线，当从乃至乩点时（戸弋刃），即从图8-4上的1点至旷点，此时应该传出热量如,其值由图8-4中的面积处1旷表示，即：

绝热过程在S—T图上为垂直线，即为图8-4中的1兰线。绝热过程中，传入的热量占二°,同时没有流动损失，即如二。那么dS=O,S=常数，故又称为等熵过程，此时压缩功如可表示为：(8-19)即切相当于等压压缩从2”至也相当于必2它所围的面积，同时可以看出：必12%弋沁2”所以等熵压缩功大于等温压缩功，差值为泸这是由于等熵压缩的终点温度高，压缩功就必然大。3.多变过程

实际的压缩过程比较复杂，可用多变过程表示，在多变过程中轲*°広眈工°,为了简单分别讨论：a.在多变过程中存在流动损失，无传入的热量，即席恥工°，尙二°此种多变过程由图8-5(a)中12曲线表示。图8-5(a)多变过程线路图8-5(b)多变压缩功为‘财(8-20)'刎为图8-5(a)中的a2”2'21ba所围的面积。而理论功如为：(8-21)其中'洌为图8-5(a)中312比所围的面积，在不考虑动能变化时，如为区2”2加阴所围的面积，在图8-5(a)中流动损失所做的功‘谀即为损失转化为热量传入系统，此热量为'眈。当有热量弘传入时，总功•为:(8-22)当不考虑动能变化时，此时'飒即为^l^cba所围的面积。此时图8-中12出为b有热交换的多变过程，考虑比较简单的尙h°,広观丫°的情况，可用图8-5(b)中的曲线12表示，此时过程为放热过程命＜0o仍由图8-5(b)中面积^2\bda表示，如为@2\2%显，而仏为那么在不考虑动能变化时，'咖二如-如如为应巴如所围的面积。此种多变过程为放热过程，由于有冷却那么五、总耗功和功率式中：％为轮阻损失功率,可用下式表示:那么总功率为:轮阻功率为:漏气功率为:瑪養（kw）(8-21d)六、滞止参数的表示:/为滞止焓。滞止压力戸，可以用绝热过程表示出:在绝热流动中，'加二°，那么^+lcfh2如果有流动损失存在^2*^1，故在绝热流动中'炯存在，使占减少，那么七、压缩机效率的表达式由于压缩机中存在多种压缩过程，故可以用各种效率来表示，其中有多变效率呃,绝热效率盯曲，以及等温效率乐1.多变效率％曲多变效率为多变压缩功与总功率之比:2.绝热效率绝热效率可以用％^和％^表示，后者为滞止绝热效率，它们分别定义如下:fc-1(8-25b)此时:(826)3.等温效率％和流动效率帀3等温效率％为：(8—27)流动效率斥尿为:(8—28)§3压缩机内的基本过程变化图8-6离心式压缩机简图离心式压缩机的每一个工作级一般由（1）、进气道购-11；（2）、叶轮分导风轮和工作轮组成；（3）、无叶扩压器22—33；（4）、叶片扩压器33—55（44断面为叶片扩压器喉部截面）；（5）、集气管等组成（55有时表示集气管出口）。叶轮进口直径为°】（耳】和门如分别为进口轮缘和轮毂直径）。各部分的气动参数变化如图8-7所示。

图8-7压气机多部分参数的变化压缩机工作级中的气体压缩过程可以用焓熵图表示。如图8-8所示，各部分的压缩过程分别叙述如下：压缩机进气道滞止焓如图8-8所示，由于有流动损失丹〈巩,可以认为在进气道的膨振过程由滞止焓点至1点，1点（T点）的熵值大于&的熵值，流动损失使r的内能加大，而图8-8离心机压缩机级的焓熵图工作级间的等熵压缩过程现在考虑工作级间1—1至5—5断面的压缩过程，首先考虑等熵压缩过程，即不考虑流动损失于外界的热交换。在整个工作级中，从叶轮进口1点到扩压器出口5点，等熵压缩的过程线为1*至庁厂，在叶轮中从1—1至2—2断面，工作过程线为图8-8中1*点至2I点，在全部扩压器中为2I点至永*。级中实际压缩过程实际上空气在叶轮内的流动过程存在着流动损失，所以实际上叶轮出口状态2点的温度爲比等熵压缩2I点的温度爲I高。这样全部扩压器中的等熵过程线不是2I至康+点，而是图8-8中的2点至永+点。叶轮出口的总焓为曲：所以叶轮做功使气体在叶轮中获得的总焓增量为△屛，朋：二曲;二©(8-30)--2--2叶轮出口气体的动能为三。如果2在扩压器全部等熵的转变成压力能的话，那么扩压器出口的静压力为戸「，即图8-9上的，点，但这实际上是不可能的，因为扩压器中的实际扩压过程中存在流动损失和余速损失。扩压器中的实际

扩压线为2点至5点。扩压器中出口静压为冇,而滞止压力为宀，即亍点，而“〈戶「但是丁点和亍点的总焓相等(8—31)相当于上述各状态的压缩功表示如下:(1)、（2）、从r点至宁点多变压缩功（滞止功），包括静压压缩功酬以及动能1点至2点，或1点至(1)、（2）、从r点至宁点多变压缩功（滞止功），包括静压压缩功酬以及动能*的变化用‘两表示:(8-32a)(8-32a)（3）、从f点至于厂点的等熵压缩总功％为:(8-32b)(8-32b)叶轮的反作用度为:总能量一压力的动能增量—喝-曲］_妇-兔气体从叶轮中得到的总功二_(8-33)§4进气道

进气道的形式有三种：轴向进气，径向一轴向进气，弯管进气。当进气需有予旋时，进气管安装静止导叶。一、管内气动参数的决定1.进口截面必-也处的气流参数2.出口截面1—1处的气流参数，執二虬蜀二石广2一广2广2_广2上一1(8—36)(8-37)为了使进气均匀，减少流动损失，进气道截面沿气流方向是收敛的。出口处的气流压力于温度都有所下降，而速度稍有增加。一般出口的平均速度6=50〜150m/s，该膨胀过程是多变得膨振过程。多变指数®—般为1.37〜1.39。厲主要与进气道的流动损失有关，流动损失'眈1为:(8-38)式中仔一进气道的流动损失系数，它与进气道的形式，长度，进出口面积之比有关。轴向进气道$=0.05〜0.1。径向一轴向进气道为0.1〜0.2。求'谀1以后，可以求出®円已求出◎'=豊\(40)滞止参数一般可以选取月「=(8-0.975〜0.995)~(8-0.975〜0.995)珂§5叶轮压气机叶轮一般分为两部分：前一部分为导风轮，后一部分叫工作轮。这是由于压气机叶片前缘部分弯曲较大，形状复杂。大型的压气机为了便于制造把前后二部分分开制造，而形成两个轮子。尤其实对于径向直叶片的工作轮，前面设导风轮是必要的。因为叶轮进口处从轮毂到轮缘的半径是变化的，圆周速度也就是变化的，那么进口气流角焕是变化的。全进口叶片角为Ax,那么(8-41)式中『为冲角，那么叶轮进口叶片角也是变化的。图8-9叶轮导风轮也是一个扩张性流道，叫出口速度大于进口叭速度，故气体静压有所提高。叶数的结构形式分为以下几种：、闭式叶轮，由于轮盘、叶片、轮盖三部分组成，由于轮盖的强度不够，使叶轮的转速受到限制，一般闭式叶轮的周围速度在320m/s以下。、半开式叶轮，这种叶轮强度和刚度均好，可达到450〜540m/s圆周速度，用于高压比，高转速压气机中，在内燃机的透平增压器和小功率燃气轮机中得到广泛应用。、此外还有双进气叶轮，全开式叶轮。一、叶道中的流动叶轮叶片形式分为后弯、径向和前弯叶片。为了便于分析假设空气的轴向进入导风轮，以径向流出工作轮，并假定叶轮上的叶片点有无限多个。空气沿叶片角形状流动，进出口速度沿圆周方向均匀分布；那么［血=5血旳(8-42)下标”表示无限多叶片假设下的理论化。引入压头系数：(8-43)円坡表示理论压头系数，应；表示滞止绝热压头系数，表示了叶轮圆周速度利用的有效程度。对于无预旋进口:(8—44)在无限多叶片时，理论压头系数(8—45)炖卫为叶片出口角，在无限多叶片时，0加二炖卫—鱼九同样可以画出于通风机相似的円沁及叫的关系曲线。在求的叫的情况下，前弯叶片理论的压头系数最大，后弯叶片的最小。由压气机级的反作用度定义：(8—46a)(8-46b)由此可知：径向叶片6旳二吗仏二⑴,后弯叶片反作用度大，而前弯反作用小。这样前弯叶片所做的功主要转轮为空气的动能，这部分动能要在扩压器和集气管中转变为静压力能。而固定扩压器中产生边界层的脱流，流动损失很大。此外前弯叶片的工作应力较大，心不能很高，故在一般压气机中不使用前弯叶片。

图8-10由于出口有限叶片数的影响，使气体出口的相对速度叫较吗a向后滑移了“叫从而使尙“2叫炖+亦叶轮对空气做功的能力，引入滑移系数£(8—47a)对于径向叶轮:(8-47b)忑是叶片数，对于后弯叶轮:(8-47c)二、叶轮中的损失（一）、轮盘损失一一叶轮的摩擦损失分为三部分:1.工作软盘表面与壳体间气体的相互摩擦所引起的损失，即（轮阻损失）3.毂风损失一一毂风环流损失，如图8-11所示，在开式叶轮的轮缘侧和轮毂侧的轮盘面外均形成了毂风环流，即药（漏气损失）

压力面到吸力面的横向流动用表示。计算上述各项损失很困难，通常用圆盘在壳体中的摩擦功的理论公式乘以实验系数来计算叶轮出口转盘的摩擦功率码二地十埒十皿(8—48)式中，戸是摩擦系数。B=2〜3（开式）3=1.0〜1.5（封闭式）说=0.025〜0.07或者P2,込」01D」当叶轮几何尺寸及转速确定后，软盘损失系数出随流量增加而减少。由于轮盘损失的存在，实际驱动叶轮所需要的外功吒大于此时，压气机叶轮的功率:对于轴向进气的后弯叶片叶轮来说:(二)、空气在叶轮中的