离心压缩机的典型结构与特点Word文档下载推荐.docx
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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: