离心压缩机的典型结构与特点.docx

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离心压缩机的典型结构与特点

§3.1.1离心压缩机的典型结构与特点　

　　一、离心压缩机的典型结构

（1）定义：

使用旋转叶轮实现能量转换，使气体主要沿径向离心方

　　　　　　　　向流动，从而压力提高的机器称为离心压缩机。

　　　特点：

离心压缩机是透平机的一种，具有处理量大，体积小，

　　　　　　　结构简单，动转平稳，维修方便以及气体不受污染。

（2）工作原理　

　　　压缩目的：

提高气体压力的主要目标是增加单位容积内气体分子

　　　　　　　　　的数量，即缩短气体分子与分子间的距离。

　　　压缩方式：

除了采用挤压元件来压缩气体的容积式压缩方法外，

　　　　　　　　　还有一种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。

离心压缩机出口的气体

　　　　　　　　　压力在200kPa以上，以区别出口压力低的离心通风

　　　　　　　　　机和鼓风机。

　　二、级的典型结构　　　

　级是离心压缩机使气体增压的基本单元，分为首级、中间级和末级。

　　　　　　首级：

由吸气管和中间级组成。

　　　　中间级：

由叶轮

（1）、扩压器

（2）、弯道（3）和回流器（4）组成；

　　　　末级：

由叶轮

（1）、扩压器

（2）、排气蜗室（5）组成。

　　三、离心叶轮的典型结构

（1）对叶轮的要求

　　　　叶轮是离心压缩机中给气体提供能量，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。

　　　　①提供尽可能大的能量头；

　　　　②叶轮以及与之区配的整个级的效率要比较高；

　　　　③所设计的叶轮形式能使级及整机的性能稳定工况区较宽；

　　　　④强度制造质量符合要求。

（2）叶轮的结构形式及分类　

　　　　①按结构形式有闭式、半开式和双面进气（开式）叶轮三种，

　　　　　闭式常用。

　　　a.闭式叶轮：

漏气量小，性能好，效率高，因轮盖影响叶轮强度，

　　　　　　　　　使叶轮的圆周速度受到限制。

　　　b.半开式叶轮：

效率较低，但强度较高，u2可达450-550m/s。

叶

　　　　　　　　　　轮作功量大，单级增压高。

　　　c.双面进气叶轮：

适应大流量，且叶轮轴向力本身得到平衡。

　　②按叶轮的弯曲型式分为后弯叶片、径向叶片和前弯叶片三种，后

　　　　弯式常用。

　　③按制造工艺分为铆接、焊接、精密铸造、钎焊和电蚀加工叶轮。

　　　①牵连运动：

叶轮旋转时，流体微团沿圆周方向的运动。

方向与圆

　　　　　　　　　周的切线方向一致。

　　　②相对运动：

流体微团在流到内相对于叶片的运动，方向为质点所

　　　　　　　　　在叶片处的切线方向。

　　　③绝对运动：

牵连运动与相对运动的合成运动，是流体相对于机壳

　　　　　　　　　等固定件的运动。

离心压缩机叶轮实物图片

　　四、扩压器的典型结构

（1）扩压器器作用

　　　　由于叶轮出口的气流绝对速度较大，为了提高级的增压比和效

　　率，设置扩压器让气流减速增压。

（2）无叶扩压器

　　　　　一般多级离心压缩机多选用无叶扩压器，因为它结构简单，稳定

　　工作范围宽，但在最佳工况点上的效率低一点。

　　（3）有叶扩压器

　　　　有的单级或个别的多级离心压缩机选用有叶扩压器。

这种扩压缩

　　器的外径尺寸小，结构紧凑，最佳工况点的效率高。

但稳定工作范围

　　窄，效率低。

　　（4）弯道和回流器作用

　　　使气流转向以引导气流无预旋进入下一级。

　　（5）吸入室作用

　　　将管道中的流体吸入，沿环形面积均匀进入叶轮。

　　（6）排气蜗壳作用

　　　将叶轮出口或扩压器出口环形面积中的流体收集、导向进入排气管

　道中。

　　五、离心压缩机的特点

（1）优点：

　　　　　①流量大，最高可达6000m3/min；

　　　　　②转速高,5000-20000r/min；

　　　　　③结构紧凑，机组重量和占地面积小；

　　　　　④动转可靠，维修费用低。

（2）缺点：

　　　　　①单级压力比不高；

　　　　　②不适用于较小的流量；

　　　　　③由于气流速度大，能量损失大，效率较活塞式压缩机低；

　　　　　④由于转速高，功率大，一旦发生事故其破坏性大。

§3.1.2离心压缩机的基本工作原理

　　一、连续方程

　连续性方程是质量守恒定律在流体力学中的数学表达式。

（1）连续性方程的表达式

　　　　在气体作一元流动定常的情况下，流经机器任意截面的质量流量

　　　　相等。

（2）连续性方程在叶轮出口的表达式

　　　　为反映流量与叶轮几何尺寸及气流速度的相互关系，常用到连续

　　　　方程在叶轮出口的表达式。

　　二、欧拉方程

　欧拉方程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。

（1）欧拉方程

　　　　当流体作一元定常流动，流经恒速旋转的叶轮时，离心叶轮的

　　　欧拉方程为：

（2）欧拉方程的物理意义

　　　①方程指出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；

　　　②只要知道叶轮出口的流体速度，即可计算出1千克流体与叶轮之

　　　　间机械能转换的大小，而不管叶轮内部的流动情况；

　　　③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；

　　　④推而广之只需要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）。

　　　　流体通常流入压缩机或泵的叶轮进口处时并无预旋，即c1u=0,可

　　以简化计算公式，计算出口速度的半经验公式见教材P79。

　　三、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。

（1）能量方程的表达式

　　　　根据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，对级内一千克气

　　　　体而言，其能量方程的表达式为：

（2）方程的物理意义：

　　　　①表示由叶轮所做的机械功，转化为级内气体温度的升高和动能

　　　　　的增加；

　　　　②对有粘无粘的气体均适用，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，从而使气体温度（焓）升高；

　　　　③可认为气体在机器内做绝热运动，q=0；

　　　　④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。

　　四、伯努利方程　　　

　应用伯努利方程将流体所获得的能量区分为有用能量和能量损失，并引用压缩机中所最关注的压力参数，以显示压力的增加。

（1）伯努力方程

　　　　　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，对级内流体言有：

　　　　　式中，右边第一项表示级进出口静压能头的增量，第三项表示

　　　级内的流动损失。

　　　　　　如果计算级内漏气损失和轮阻损失，上式可表示为：

（2）方程的物理意义：

　　　　①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

　　　　　能的增加）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；

　　　　②建立了机械能与气体压力p、流速c和能量损失之间的关系；

　　　　③该方程适用于一级，亦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；

　　　　　　如对叶轮而言，表示为：

或

　　　　④对于不可压缩流体来说就用伯努利方程计算压力的升高是方便

　　　　　的。

而对于可压缩流体，尚需获知压力和密度的函数关系才能

　　　　　求解静压头积分，这还要联系热力学的基础知识加以解决。

　　五、压缩过程与压缩功　　　　　

　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：

　　　　式中，Hpol称为多变压缩有效能量头，简称多变能量头。

　　　　通常把能量头与u22之比称为能量头系数，如多变能量头系数为

§3.1.3级内的各种能量损失

　　一、级内的流动损失

（1）摩阻损失

　　　　原因：

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表达式为：

（2）分离损失

　　　　　①在减速增压通道中，近壁边界层容易增厚，甚至形成旋涡

　　　　　　区和倒流，从而造成分离损失。

分离损失常比沿程摩阻损失

　　　　　　大得多，目前尚无公式计算。

　　　　　②减小分离损失的措施是控制通道的当量扩张角θ<6o-8o。

　　　　　③根据经验，应控制进、出口的相对速度比：

　　（3）冲击损失

　当流量偏离设计工况点时，叶轮和叶片扩压器的进气冲角，于是气流对叶片产生冲击损失。

尤为严重的是在叶片进口附近还产生较大的扩张角，造成分离损失，导致能量损失显著增加。

　　　　　　①当流量小于设计流量，i>0，在叶片非工作面前缘发生分离，

　　　　　并在通道中间向叶轮出口逐渐扩散造成分离损失。

　　　　②当流量大于设计流量，i<0，在工作面前缘发生分离，它不

　　　　　明显扩散。

　　　　③在任何流量下，由于边界层逐渐增厚和轴向涡流造成的滑移影

　　　　　响，在叶片出口附近非工作面上往往都有一点分离区。

　　（4）二次流损失

　　　　①与主流方向垂直的流动造成二次流损失。

　　　　②在旋转叶轮中，由于哥氏力和叶道弯曲而产生的离心力的影

　　　　　响，使叶道中沿周向流速和压力分布不均匀。

由于叶片工作

　　　　　面的压力高，而非工作面的压力低，叶片边界层中的气流受

　　　　　此压力差的作用。

通过盘盖边界层，由叶片工作面窜流至非

　　　　　工作面，形成一对二次涡流。

　　　　③它加剧叶片非工作面的边界层增厚与分离，并使主流也受影

　　　　　响，造成二次流损失。

　　　　④二次流损失可采取适当增加叶片数，减轻叶片负荷，避免气

　　　　　流方向的急剧转弯等措施来减小。

　　（5）尾迹损失

　　　　①叶片尾缘有一定厚度，气流出叶道后通流面积突然扩大，另

　　　　　外，叶片两侧的边界层尾缘汇合，造成许多旋涡，主流带动

　　　　　低速尾迹涡流均会造成尾迹损失。

　　　　②采用翼型叶片代替等厚度叶片，或将等厚度叶片出口非工作

　　　　　面削薄等措施可减少尾迹损失。

　　二、漏气损失

（1）产生漏气损失的原因

　　　　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）密封件的结构形式及漏气量的计算

　　　　密封原理：

减小流通面积和多次节流减压，使在压差作用下的

　　　　　　　　　漏气量最小。

　　　　密封设计及使用中的几个问题：

（1）为减小漏气量，除轮盖密封齿数z=4～6外，一般z不应少

　　　　　　　于6，也不必多于35，且使轴向尺寸增大；

（2）齿顶间隙约为s=0.4mm，或按下式计算：

　　　　　　　　s=0.2+（0.3～0.6）D/1000[mm]；

　　　　（3）齿高与齿距之比δ/Ω>1，以加大空腔，提高密封效果；

　　　　（4）齿顶应削薄，齿尖迎来流，一旦转子与齿相碰可减轻危害

　　　　　　　程度，还可减小漏气量；

　　　　（5）齿片材料应比较软，一般采用铝片或青铜片；

　　　　（6）梳齿密封安装应与转子同心，偏心将引起碰撞，增大漏气

　　　　　　　量。

　　　　漏气量的计算：

　　　　　　由连续方程和伯努利方程，通过齿顶间隙的漏气量，

　　　　当流速小于音速时，

　　　　当流速达到临界声速时，

　　（3）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。

　　　　通常隔板与轴套之间的密封漏气损失不单独计算，只是考虑在

　　　　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：

　　三、轮阻损失

　　　　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

　　擦而产生轮阻损失。

其大小可借助等厚度圆盘的分析和实验及旋转叶

　　轮的实验进行计算。

　　　轮阻功率损失为：

　　　　对于离心叶轮，上式可简化为：

　　　　　轮阻损失系数为：

§3.1.4多级压缩机

　　一、采用多级串联和多缸串联的必要性

（1）压力比高：

一般都在3以上，有的高达150，甚至更高。

（2）单级压力比低:

离心压缩机的单级压力比较活塞式低，所以一

　　　　　般离心压缩机多为多级串联式的结构。

　　　　（3）一般主轴不能过长。

　　　　（4）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。

　　二、分段与中间冷却以减小耗功

　　　　目的：

降低气体温度，节省功率。

　　　方式：

在离心压缩机中往往采用分段中间冷却的结构，而不采用

　　　　　　气缸套冷却。

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器。

　　　　　　次数：

根据具体情况确定冷却次数，压力比<5，一次冷却为宜，

　　　　　　　5<压力比<9,采用2-3次冷却为宜，等。

　　　其他应考虑以下因素：

（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。

（2）用户要求

　　　　　排出的气体温度高，以利于化学反应或燃烧，则不必采用中

　　　间冷却或尽量减少冷却次数。

　　　　（3）综合因素

　　　　　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）最佳压力比

　　　　　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。

　　三、级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关系

（1）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。

根据下式（式3-10）：

　　　　　由上式可知，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：

　　　　　①叶轮材料强度的限制。

一般u2<300m/s；

　　　　　②气流马赫数的限制。

提高u2，气流的Maw1和Mac2随之升高，

　　　马赫数过高会引起级效率下降，性能曲线变陡，工况范围变窄；

　　　　　③叶轮相对宽度的限制。

当流量与转速一定时，提高u2需增

　　　加D2，这会使b2/D2太小，特别对于后几级，造效率下降。

（2）级数与气体分子量的关系

　　　　　①气体分子量对马赫数影响：

由于气体常数R=8315/μ，

　　　μ为输送气体的分子量，机器的马赫数：

　　　　　　　压缩重气体主要考虑马赫数的影响，从而限制了的u2提高，这

　　　时则不必要担心叶轮材料的强度；压缩轻气体，因μ小，提高u2时

　　　可不必担心马赫数的影响，而主要考虑叶轮材料强度的限制。

提高

　　　u2受不同的气体分子量或马赫数或叶轮材料强度的限制，故级数要

　　　增加。

　　　　　②气体分子量对所需压缩功的影响

　　　　　　多变压缩功又可表示为：

　　　　　　　由式中可知：

多变压缩工的大小与气体的分子量和等熵指数有

　　　关。

特别是μ的大小影响更大。

若要达到同样的压力比，压缩重气

　　　体时μ大则R小，所需Lpol就小，因而级数就少；反之，压缩

　　　轻气体μ小则R大，所需的Lpol就大，因而级数也就更多。

§3.1.5功率与效率

　　一、单级总耗功、功率和效率

（1）单级总耗功、总功率

　　　　　旋转叶轮所消耗的功用于两方面，一是叶轮传递给气体的欧

　　　　拉功，即气体获得的理论能量头，二是叶轮时所产生的漏气损

　　　　失和轮阻损失。

这部分耗功不可逆的转化为气体的热量。

　　　　叶轮对1kg气体的总耗功：

　　　　　　流量qm的总功率：

（2）级效率

　　　　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：

　　　　通常有c0'≈c0，则有：

　　　（3）多变能量头系数：

　　　　　　　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。

若要比较效率的高低，

　　应当注意以下几点：

　　　　　①与所指的通流部件的进出口有关。

　　　　　②与特定的气体压缩热力过程有关。

　　　　　③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。

　　二、多级离心压缩机的功率和效率

（1）多级离心压缩机的内功率

　　　　　　多级离心压缩机所需的内功率可表示为诸机总功率之和：

（2）多级离心压缩机的效率

　　　　　　多级离心压缩机的效率通常指的是内效率，而内效率是各

　　　　　级效率的平均值。

　　（3）机械损失、机械效率和轴功率：

　　（4）原动机的输出功率:

原动机的额定功率一般为：