4离心压缩机学习.pptx

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1、4.1 离心压缩机的典型结构离心压缩机的典型结构与工作原理与工作原理离心式压缩机的发展状况两极化发展 大型化，微型化多轴化发展 较高压级与较低压级不同轴 第1页/共223页高效化发展 采用三元叶轮，浮环密封或干气密封提高压缩机的效率第2页/共223页离心压缩机的典型结构及特点离心压缩机的典型结构通过能量转换，使气体压力提高的机器称为压缩机第3页/共223页用旋转叶轮实现能量转换，使气体压力主要沿径向离心方向流动从而提高压力的机器称为离心压缩机离心压缩机出口的气体压力在200kPa以上，出口压力低于这个值的旋转叶轮式压缩机成为通风机和鼓风机第4页/共223页第5页/共223页级的典型结构 第6页

2、/共223页 级是离心压缩机使气体增压的基本单元 级分三种型式：首级、中间级、末级中间级由叶轮、扩压器、弯道、回流器组成首级由吸气管和中间级组成第7页/共223页末级由叶轮、扩压器、排气蜗室组成固定部件包括扩压器、弯道、回流器及排气蜗室等为了简化研究，通常只分析与计算级中几个特征截面上的气流参数吸气管进口截面叶轮进口截面第8页/共223页叶轮叶道进口截面叶轮出口界面扩压器进口截面扩压器出口（即弯道进口）截面弯道出口（即回流器进口）截面回流器出口截面本级出口（即下一级进口）截面排气蜗室进口截面排气蜗室出口（即末级出口或段出口，或整个机器出口）截面第9页/共223页离心叶轮的典型结构 叶轮是外界（

3、原动机）传递给气体能量的部件，是最重要的部件第10页/共223页闭式叶轮 常见，它的漏气小、性能好、效率高，但因轮盖影响叶轮强度，使圆周速度受到限制，小于300 320 m/s半开式叶轮 强度较高，圆周速度可达450 550 m/s，叶轮作功量大、单级增压高，但效率较低第11页/共223页双面进气叶轮 适应大流量，且叶轮轴向力本身得到平衡第12页/共223页叶片的弯曲形式和出口角第13页/共223页 叶轮结构型式通常还按叶片的弯曲形式和叶片出口角来区分后弯型叶轮 通常被采用，它的级效率高，稳定工作范围宽前弯型叶轮 由于气流在这种叶道中流程短转弯大，其级效率较低，稳定工作范围较窄，仅用于通风机第

4、14页/共223页径向叶轮 级性能介于后弯型叶轮和前弯型叶轮之间第15页/共223页扩压器的典型结构无叶扩压器第16页/共223页叶片扩压器第17页/共223页无叶扩压器 结构简单，级变工况的效率高，稳定工作范围宽，常采用叶片扩压器 由于叶片的导向作用，气体流出扩压器的路程短，扩压器外径不需太大，结构较紧凑，但结构复杂，变工况的效率较低，稳定工作范围较窄第18页/共223页弯道和回流器 使气流转向以引导气流无预旋的进入下一级，通常它们不再起降速增压作用吸入室 将进气管道中的气流吸入，并沿环形面积均匀地进入叶轮第19页/共223页排气蜗壳 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

5、管道之中离心压缩机的特点 与往复活塞压缩机比较优点流量大 进气量可达6000 m3/min以上第20页/共223页转速高 离心压缩机转子只作旋转运动，几乎没有不平衡质量，转动惯量较小，运动件与静止件保持一定间隙，因而转速可以提高，转速一般为5000 20000 rpm结构紧凑 机组重量与占地面积比用同一流量的活塞压缩机小得多第21页/共223页运转可靠，维修费用低缺点单级压力比不高 高压力比所需的级数比活塞式的多。目前排气压力在70M Pa以上的，只能使用活塞压缩机不能适用于太小的流量 因为转速高，流通截面积较大第22页/共223页 由于离心压缩机的优点显著，故现代大型化肥、乙烯、炼油、冶金、

6、制氧、制药等生产装置中都采用了离心压缩机第23页/共223页 离心压缩机作为一种高速旋转机器，对材料、制造与装配均有较高的要求，因而这种机器的造价较高，但它所创造的价值也是十分可观的第24页/共223页离心压缩机的基本工作原理连续方程基本表达式 假定气体作定常（稳态）一元流动，则第25页/共223页在叶轮出口的表达式 反映流量与叶轮几何尺寸及气流速度的相互关系叶轮出口处的流量系数叶轮出口处的通流系数第26页/共223页 j2r 的取值范围径向型叶轮：0.24 0.40后弯型叶轮：0.18 0.32强后弯型叶片（b2A 30）：0.10 0.20第27页/共223页 由于对于多级压缩机同在一根轴

7、上的各叶轮中的容积流量都要受到相同的质量流量和统一转速的制约，故（3-2）式常用来校核各级叶轮出口相对宽度的合理性第28页/共223页欧拉方程 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，故它是叶轮机械的基本方程欧拉功理论能量头第29页/共223页 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只要已知叶轮进出口的流体速度，就可以计算出1kg流体与叶轮之间机械能转换的大小第30页/共223页方程式用于任何气体与液体只需将等式右边各项的进出口符号调换一下，亦适用于叶轮式原动机如汽轮机、燃气轮机等 若气体流入压缩机的叶轮进口时无预旋，即 c1u=0，如果叶片数无限多，

8、则 b2=b2A。第31页/共223页 然而，对有限叶片数的叶轮，由于其中的流体受哥氏惯性力的作用和流动复杂性的影响，出现轴向涡流等，使 b2 b2A 出口流体出现滑移，出口绝对速度切向分量难以确定，但是可用斯陀道拉公式计算第32页/共223页斯陀道拉公式滑移系数第33页/共223页 对于闭式后弯叶轮理论能量头系数（周速系数）第34页/共223页第35页/共223页 经验证实对于一般后弯型叶轮，斯陀道拉提出的公式计算结果与实验结果较接近 有限叶片数比无限叶片数的作工能力有所减少，这种减少并不意味着能量的损失第36页/共223页能量方程 假定外界不传递热量，q=0第37页/共223页 能量方程的

9、物理意义能量方程是既含机械能有含热能的能量转化与守恒方程方程对有粘无粘气体都是适用的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的热焓升高相比是很小的，故认为气体在作绝热流动第38页/共223页方程适用于压缩机的一级，也适用于多级整机或其中任一通流部件 对于叶轮第39页/共223页 对于任一静止部件第40页/共223页柏努利方程 应用柏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，并引入压缩机中所关注的压力参数，以显示出压力的增加。叶轮所作的机械功还可以与级内表征流体压力升高的静压能联系起来，表达成通用的柏努利方程第41页/共223页 对级内流体而言有计入内漏气损失和轮阻损失

10、消耗的总功总能量头级中总能量损失第42页/共223页 柏努利方程的物理意义是能量转化与守恒的一种表达式建立了机械能与气体压力、流速和能量损失之间的相互关系方程适用于一级，已适用于多级整机或其中任一通流部件第43页/共223页 对于叶轮 对于扩压器第44页/共223页对于不可压缩流体，密度为常数第45页/共223页压缩过程与压缩功 气体被压缩时，每kg气体所获得的压缩功称为有效能量头，对于多变压缩功有多变压缩有效能量头，简称多变能量头第46页/共223页能量头系数ypol 能量头与圆周速度的平方之比称为能量头系数，表示叶轮圆周速度用来提高气体压力比的能量利用程度第47页/共223页 将基本方程相

11、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，其速度几乎相同，故这部分进出口的动能增量可忽略不计。同时还可获知由原动机通过轴和叶轮传递给流体的机械第48页/共223页 能有一部分有用能量即静压头的增加，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。上述静压能头增量和能量损失两者造成流体温度（或焓）的增加，于是可知流体在机器内的速度、压力、温度的变化规律第49页/共223页级内的各种能量损失 包括级内的流动损失、漏气损失和轮阻损失级内的流动损失摩阻损失 流体粘性是产生能量损失的根本原因第50页/共223页 通常流动是湍流，相对粗糙度

12、一定，l 也一定，从而有沿程摩阻损失与体积流量的平方成正比。第51页/共223页分离损失 在减速增压的通道中，近壁边界层容易增厚，甚至形成分离漩涡区和倒流，产生分离损失，分离损失往往比沿程摩阻损失大得多第52页/共223页第53页/共223页第54页/共223页 由于叶轮中的气流受离心力的影响，并有能量的不断加入，其边界层的增厚不像固定部件中那样严重，所以叶轮的流动效率往往是较高的第55页/共223页冲击损失 当流量偏离设计工况点时，其叶轮和叶片扩压器的进气冲角 i=b1A b10，于是气流对叶片造成冲击损失。尤为严重的是在叶片进口附近还会产生较大的扩张角，造成分离损失，导致能量损失显著增加第

13、56页/共223页第57页/共223页第58页/共223页第59页/共223页 在调节离心压缩机运行工况时，流量小于设计流量相当于i 0，造成很大的分离损失流量大于设计流量相当于i 0，造成的分离损失相对较小些 第60页/共223页二次流损失 与主流方向相垂直的流动造成二次流损失。哥氏力的影响，叶片工作面与非工作面压差的影响。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，可减少二次流损失第61页/共223页第62页/共223页第63页/共223页尾迹损失 叶片尾缘由一定的厚度，气流出叶道后通流面积突然扩大，另外叶片两侧的边界在尾缘汇合，造成许多漩涡，主流带动低速尾迹涡流均会

14、造成尾迹损失。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，可以减小该损失第64页/共223页 事实上这些损失并非单独存在，往往随着主流混在一起相互作用相互影响。总的流动损失只能靠具体的实验和经验来确定 采取各种措施，尽量减少流动损失，是节能所必须做好的工作第65页/共223页漏气损失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，在叶轮两侧与固定件之间的间隙中会漏气，而所漏气体又随主流流动，造成膨胀与压缩循环，每次循环都伴随能量损失，且是不可逆的第66页/共223页第67页/共223页密封件的结构形式 在固定部件与轮盖、隔板与轴套，以及整机轴的端部

15、需要设置密封件 一般整机轴端部的密封采用浮环密封或干气密封，内部级采用迷宫密封（梳齿式密封）第68页/共223页 曲折形梳齿密封第69页/共223页第70页/共223页第71页/共223页第72页/共223页第73页/共223页轮盖密封处的漏气损失 轮盖密封处的漏气能量损失使叶轮多消耗机械功，它应包括在叶轮所输出的总功之内，所以必须单独计算。而通常隔板与轴套之间的漏气损失不单独计算，只考虑在固定部件的流动损失之中。第74页/共223页轮阻损失 叶轮旋转时，轮盘、轮盖外侧和轮缘要与周围的空气发生摩擦，从而产生轮阻损失。轮阻损失可借助等厚度圆盘分析和实验，以及旋转叶轮的实验数据进行计算。第75页/

16、共223页多级压缩机采用多级串联和多缸串联的必要性 离心压缩机的压力比一般在 3以上，有的高达150以上 与活塞压缩机相比，离心压缩机的单级压力比要低一些，常用的后弯闭式叶轮仅为1.2-1.5第76页/共223页 为了达到较高的压力比，一般离心压缩机多为多级串联式的结构。对于单轴压缩机，考虑到结构的紧凑型与机器的安全可靠性，一般主轴不能过长，故通常最多装 9 个叶轮，即一台机器最多为 9 级压缩机。第77页/共223页第78页/共223页第79页/共223页 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。最新发展的离心压缩机采用多轴多缸型式，可以达到很高的压力比，

17、而且结构紧凑，在大型化工、石油化工厂使用，效果很好。第80页/共223页第81页/共223页第82页/共223页分段与中间冷却以减少功耗 与容积式压缩机一样，气流经逐级压缩后温度不断升高，而压缩温度高的气体要多耗功。为了降低气体的温度，节省功率，在离心压缩机中，往往采用分段中间冷却的结构，而不采用汽缸冷却结构。第83页/共223页 中间冷却不能只考虑省功，还要考虑下列因素：被压缩介质的特性 对于易燃易爆的气体，则段的出口温度宜低一些；对于在高温下会发生不必要的分解或化合等化学变化，或会产生并加速对机器材料腐蚀的气体，冷却次数应增加一些第84页/共223页根据用户对排气的要求 有的用户要求排出的

18、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第85页/共223页段数确定后，每一段的最佳压力比可根据总耗功最小的原则来确定级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关系级数与叶轮圆周速度的关系 第86页/共223页 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量减少级数，可通过提高叶轮圆周速度来实现，但圆周速度的提高受到以下因素限制：叶轮材料强度的限制气流马赫数的限制 马赫数的升高会引起效率下降、工况范围窄第87页/共223页叶轮相对宽度的限制 当流量与转速一定时，

19、提高圆周速度需增加叶轮直径，这回使叶轮相对宽度变得太小，特别对于后几级，造成效率下降级数与气体分子量的关系气体分子量对马赫数的影响 气体分子量越大（越重气体），机器马赫数越大，会降低级性能和效率，从而限制了圆周速度提高第88页/共223页 反之，若压缩轻气体，提高圆周速度以降低级数时，可不必担心马赫数的影响气体分子量对所需压缩功的影响 多变压缩功的大小与气体分子量和绝热指数有关，特别是分子量的大小影响更大。压缩重气体时所需的多变压缩功较大，故级数就少；反之，压缩轻气体时所需多变压缩功较小，故级数就要多第89页/共223页功率与效率 计算离心压缩机所需的轴功率为选型方案计算和选择原动机提供依据。

20、单级总耗功、功率和效率单级总耗功、总功率第90页/共223页 旋转叶轮所消耗的功用于两方面叶轮传递给气体的欧拉功，即气体所获得的理论能量头叶轮旋转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气体的总耗功为Ltot=Htot=(1+bl+bdf)Hth第91页/共223页 流量为qm的总功率为 Ntot=qmHtot =(1+bl+bdf)qmHth 对于闭式后弯型叶轮而言，一般bl+bdf =0.02 0.04 下图将几种能量头与几种损失联系起来。第92页/共223页HtotHlHdfHthHhydHpol能量头分配示意图第93页/共223页级效率 多变效率（

21、hpol）级中气体压力由 p0 升高到 p0 所需的多变压缩功与实际总耗功之比 等熵效率（hs）级中气体压力由 p0 升高到 p0 所需的等熵压缩功与实际总耗功之比 等温效率（ht）级中气体压力由 p0 升高到 p0 所需的等温压缩功与实际总耗功之比第94页/共223页多变能量头系数 指多变能量头与圆周速度的平方之比ypol=(1+bl+bdf)j2uhpol 多变能量头与叶轮的周速系数、多变效率、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第95页/共223页 比较效率高低时应注意：效率与所指的通流部件的进出口有关效率与特定的气体压缩热力

22、过程有关效率与运行工况点有关。通常指的是设计工况点的最佳效率 通常较多使用的是级的多变效率，由实验获得第96页/共223页对于具有闭式后弯型叶轮，无叶扩压器的级，多变效率为 0.025b2/D20.065hpol=0.70 0.80小流量或末几级，b2/D2 0.065hpol=0.65 0.75第97页/共223页多级离心压缩机的功率和效率多级离心压缩机的内功率 多级离心压缩机的内功率（Ni）可表示为诸级总功率之和多级离心压缩机的效率 多级离心压缩机的效率通常指内效率，而内效率是各级效率的平均值。对于带有中间冷却的机器有时还用等温效率第98页/共223页机械损失、机械效率和轴功率机械损失 指

23、不是在压缩机通流部件内，而是在轴承、密封、联轴器以及齿轮箱中所引起的机械摩擦损失轴功率（Nz）原动机所传给压缩机轴端的功率机械效率（hm）多级离心压缩机的内功率与轴功率之比第99页/共223页 机械效率的选取 Ni 2000kWhm97%98%Ni=1000 2000kWhm=96%97%Ni 1000kWhm96%第100页/共223页原动机的输出功率 压缩机的轴功率为选取原动机提供了依据。考虑到以上轴功率的计算是按设计工况进行的，当运行中流量增大时，往往所需的轴功率有所增加，并考虑到机器的安全耐用，原动机不应在额定功率下长期使用。故所选取原动机的额定功率一般为Ne1.3Nz第101页/共2

24、23页三元叶轮的应用 现代工业对离心压缩机的要求能进一步增大流量提高效率尽可能的提高单级压力比具有较宽的便工况范围第102页/共223页 流量增大叶轮出口的相对宽度b2/D2将超过0.065达到0.1甚至更大，致使叶轮中的气流参数原来的不均匀性更加显著，导致更大的损失。叶片只弯不扭的常规叶轮结构已经不适用，必须按三元流动理论设计出既弯又扭的三元叶轮第103页/共223页 三元叶轮才能适应气流参数（如速度、压力等）在叶道各个空间点上的不同，并使其既能满足大流量、高的级压力比，又具有高的效率和较宽的变工况范围第104页/共223页第105页/共223页第106页/共223页第107页/共223页4

25、.2 性能、调节与控制性能、调节与控制(p95)离心压缩机的性能性能曲线、最佳工况点与稳定工作范围性能曲线（特性曲线）第108页/共223页 离心压缩机的工作特性可简要表示为，在一定转速和进口条件下的压力比 e（或出口压力）与流量、效率与流量的性能曲线压缩机性能曲线的形状是由机器内部气体流动的规律决定的，难以用公式计算出，一般由实验得到第109页/共223页第110页/共223页第111页/共223页第112页/共223页最佳工况点 通常将曲线上的效率最高点成为最佳工况点 从节能的观点出发，要求选用机器时，尽量使机器运行工况在最佳工况点上或尽量靠近最佳工况点，以减少能量的消耗与浪费第113页/

26、共223页稳定工作范围 压缩机性能曲线的左边受到喘振工况的限制，右边受到堵塞工况的限制，在两个工况之间的区域称为压缩机的稳定工作范围 离心压缩机变工况稳定工作范围越宽越好第114页/共223页压缩机的喘振与堵塞压缩机喘振的机理旋转脱离 当压缩机流量减少至某一值时，叶道进口正冲角很大，致使叶片非工作面上的气流边界层严重分离，并沿叶道扩张开来，但由于个叶片制造与安装不尽相同，又由于来流的不均匀性，使气流脱第115页/共223页 离往往在一个或几个叶片上首先发生，造成叶道有效通道面积大大减小，从而使原来要流过该叶道的气流相当多地流向相邻的两个叶道，促使与转向相反方向的叶道相继发生严重脱离，依次类推，

27、造成脱离区朝叶轮旋转的反方向以 w 转动。由实验可知 w 0，称为正预旋；反之，c1u 0，称为负预旋。理论能量头随正预旋而减小，随负预旋而增大，且与叶轮直径比的平方有关实验结果表明，负预旋角增大时，压缩机性能曲线向右上方移动，但其效率曲线变化不大第143页/共223页 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，而在轴流压缩机中广泛采用第144页/共223页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。但如能改变扩压器叶片的进口角以适应来流角，则可避免

28、上述缺点，从而扩大稳定工况范围第145页/共223页第146页/共223页减小叶片的进口角可使性能曲线向小流量区大幅平移，使喘振流量大为减小，而同时压力和效率变化很小 这种调节方式能很好地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第147页/共223页改变压缩机转速的调节 如原动机可改变转速，则调节转速的方法可改变压缩机性能曲线的位置，转速减小性能曲线向左下方移动可以按用户要求，在出口压力不变的条件下改变流量也可以按用户要求，在流量不变的条件下改变出口压力第148页/共223页第149页/共223页第150页/共223页 转速调节其压力和流量的变化都较大，从

29、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，因此是一种经济简便的方法 切割叶轮外径与减小转速有大体相同的性能曲线变化，但它是不可逆的，在不得已时采用第151页/共223页三种调节方法的经济性比较及联合采用两种调节比较进口节流、进气预旋和改变转速的经济性改变转速经济性最佳进气预旋经济性次之第152页/共223页目前大型离心压缩机大都用汽轮机驱动，它可无级变速，对性能调节十分有利如有可能，也可以同时采用两种调节方法，以取长补短，调节效果更佳。下图为同时采用改变转速与改变扩压器角度联合调节的性能曲线变化情况第153页/共223页第154页/共223页附属系统输送气体的管网系统增

30、（减）速设备油路系统 包括润滑、密封油路系统第155页/共223页第156页/共223页水路系统检测系统第157页/共223页压缩机的控制用于调节或稳定操作 自动控制系统用于机器的启动、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，以使压缩机尽量处于最佳工作状态第158页/共223页用于保证机器安全 自动控制系统还与各检测系统和在线实时故障诊断系统连锁控制，实现紧急、快速、自动停车，以确保机器的安全第159页/共223页4.3 安全可靠性安全可靠性 离心压缩机属于高速旋转机械，涉及到：部件的强度部件的刚度转子动力学振动学第160页/共223页叶轮强度 由于离心叶轮高转速旋转所产生的离

31、心力及与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第161页/共223页转子临界转速 若转子旋转的角速度与转子弯曲振动的固有圆周频率相重合，则转子发生的强烈共振会导致转子的破坏，此时对应的转速称为转子的临界转速。一旦转子的转速远离临界转速，则转子运行平稳。第162页/共223页 为了确保机器的安全运转，要求转子的工作转速远离第1、2阶临界转速，其校核条件是 对于刚性转子n 0.75nc1 对于柔性转子1.3nc1 n 0.7nc2第163页/共223页轴向推力的平衡转子承受的轴向力 流体作用在叶轮上的轴向力由两部分组成：由叶轮两侧的流体压力不相

32、等引起由流经叶轮的流体轴向分动量的变化产生第164页/共223页第165页/共223页 流体作用在各个叶轮上的轴向力之和就是转子承受的轴向推力。为防止转子在轴向推力的作用下轴向移动，要安装推力轴承。如果轴向力过大，必须设法把大部分轴向力平衡掉，以保证推力轴承工作的可靠性第166页/共223页第167页/共223页轴向推力的几种平衡措施叶轮对排叶轮顺排不能抵消轴向力叶轮对排可以抵消大部分轴向力 对排对高压压缩机更为适用，但转子的轴向尺寸有所增加，会降低转子的1阶临界转速第168页/共223页第169页/共223页叶轮背面加筋 在轮盘背面加几条径向筋片，相当于增加一个半开式叶轮，以降低靠内径处的压

33、力，故可使叶轮的轴向力有所减少（见图）这种措施对流体密度大的高压压缩机减小叶轮轴向力十分有效第170页/共223页第171页/共223页采用平衡盘（平衡活塞）在末级叶轮之后的轴上安装一个平衡盘（见图），并使平衡盘的另一侧与吸气管相通，靠近平衡盘端面安装迷宫密封，这样可以使转子上的轴向力大部分被平衡掉 上述三种措施中，采用最多的是平衡盘第172页/共223页第173页/共223页抑制轴承（自学）轴端密封 为防止轴端尤其是与原动机连接端，轴与固定件之间间隙中的气体向外泄漏，需要专门设置轴端密封第174页/共223页 对于高压气体、贵重气体、易燃易爆气体和有毒气体等更应严防漏气 迷宫密封可以作为轴端

34、密封使用，但只能用于允许有少量气体泄漏的机器中。对于严防轴端气体泄漏的情况，迷宫密封只能作为辅助密封第175页/共223页机械密封机械密封又称端面接触式密封特点 线速度可达70m/s，且使用寿命长，端面接触式密封可达三年第176页/共223页第177页/共223页液膜密封 液膜密封是在密封间隙中冲注带压液体，以阻滞被封介质泄漏。由于它将固体间的摩擦转化为液体摩擦，故又称为非接触式密封。又由于密封间隙中还设置了可以浮动的环以减小密封间隙，从而减小带压液体的用量，故又称为浮环密封第178页/共223页第179页/共223页 在正常工作情况下，浮动环与轴不会发生接触摩擦，故运行平稳安全，使用寿命长，

35、并特别适合于大压差、高转速的场合 在离心压缩机等高速叶轮机械中，这种液膜浮动环密封装置得到了广泛的应用第180页/共223页干气密封 干气密封始用于上世纪90年代，是一种新型轴端密封。其结构与机械密封相似，但有一个端面开有槽，工作时两端面在气压的作用下自动分开，并保持一定的动态间隙，故也属于非接触式密封第181页/共223页 与液膜密封不同，干气密封采用气膜密封，这样既节省了密封油系统，从而节省了占地、维护和能耗，又使工作介质不被油污染。特点 干气密封结构简单，工作可靠，泄漏量甚微，省去了密封油系统第182页/共223页 但它们对密封气的要求较高，如果密封气不洁净，带有油滴或颗粒，都会使干气密

36、封失效或者损坏 目前国内使用的干气密封最高压力可达30MPa，寿命可达8年第183页/共223页离心压缩机机械故障诊断（自学）第184页/共223页4.4 透平压缩机选型（透平压缩机选型（p125）选型的基本原则提出产品应达到的技术指标性能指标流量 指质量流量或容积流量进口容积流量须注明进口气体状态第185页/共223页 标准容积流量是指在气体压力为101.325kPa、温度为0C状态下的容积流量压力比 压缩机出口法兰处的压力与进口法兰处的压力之比效率应指明效率的定义和要求的数值功率可指出具体数值或计算第186页/共223页提出变工况稳定工作的适用范围，说明其定义，也可以再提出大流量和小流量各

37、占的比例明确经常运行的工况点 离心压缩机是仅按一个工况点的性能参数进行设计与制造的。该工况点一般是最佳工况点即最高效率点第187页/共223页 如果担心压力比和流量达不到性能参数所规定的要求，可适当增加一个余量：流量多加1%5%流量大、压力比小的压缩机选取小的数值，反之，取大值 进出口压力升多加2%6%压力升较大的选取小的数值，反之，选取大的数值第188页/共223页安全指标材料强度允许的动不平衡残量1、2阶临界转速主要零部件的装配尺寸及其公差机器运行的振动值 机器允许的振动值是主要的安全指标第189页/共223页提出产品的经济指标产品价格 离心压缩机的价格十分昂贵，合理的价格是重要的考虑因素

38、，但产品的质量（满足使用工况要求的程度、效率、安全可靠性、寿命）尤为重要。要统筹兼顾离心压缩机的质量与价格第190页/共223页供货时间 离心压缩机多为单台或小批量生产，生产厂商往往不能在短时间内立刻供货。可根据工厂建设速度决定供货时间，推迟交货会影响开工生产日期；提早交货，货到后不能及时启用，会浪费保修期，造成不必要的损失 第191页/共223页使用寿命 使用寿命的提出取决于压缩机的更新换代周期和所处的工艺流程的有效期 选择适当的寿命会更经济合算。因此，使用寿命不必要求过长，否则机器的价格就会抬高第192页/共223页选用性能调节方式 在实际生产过程中往往会由于生产上的工艺要求，需要改变压缩

39、机的近气流量和排气压力，这就需要调节压缩机以改变运行工况点 当生产工艺要求窄的变工况范围时，可采用阀门调节，订货时不提调节方式的要求第193页/共223页 当生产工艺要求宽的变工况范围时，可选用变转速调节或进气导叶调节等调节方式，相应地要求原动机可变转速，或者增加进气导叶可调辅助装置等。在选型订货时也要予以确定第194页/共223页提出必须配备的设备仪表 在选型订货时必须确定附属系统的供货范围，如冷却器、油站、测量仪器和控制系统等。需要制造厂家提供的，在订货时一定要提出来第195页/共223页其他事项由于压缩机往往是单台或小批量生产，用户可提出各种具体的要求：转子转向进排气管的方位机器的高度随

40、机备件、专用工具及其数量第196页/共223页选型分类按气体流量与压力选型各类压缩机的流量与压力适用范围容积式压缩机适用于小流量，其中活塞压缩机的排气压力很高透平式压缩机适用于大流量，其中离心压缩机的排气压力较高第197页/共223页第198页/共223页按流量选型 流量的大小是与机器类型和结构的相对尺寸有关的相对概念较小流量选用窄叶轮的离心压缩机，如果流量再小，选用容积式在流量约为50 5103m3/min选用离心压缩机比较合适较大流量的压缩机或级，可选用双面进气的叶轮第199页/共223页若流量更大，约在1 20103 m3/min，而排气压力不高，约1MPa或压力比约在10以下，可选用轴

41、流式压缩机按压力选型 按排气压力的大小选型，相对于进口为一个大气压的空气而言，选用：压缩机 排气压力在0.2MPa以上第200页/共223页鼓风机 排气压力在0.115 0.2 MPa通风机 排气压力在0.115MPa以下（表压在1500mmH2O以下）鼓风机、通风机大多为离心式的，少部分为轴流式的，其工作原理、结构形式等与压缩机类同，不作专门介绍第201页/共223页轴流式与离心式压缩机的性能比较轴流式压缩机适用于更大的流量 叶轮进口流通面积较大，流速也比较大轴流式的级压力比较低 其级中获得的能量比较少，故有效压缩功小，即压力比较低 第202页/共223页轴流压缩机的效率高 气流流经轴流级动

42、叶栅的流线弯曲小，路程短，另外叶片为流线型机翼叶片，流动损失较小轴流压缩机的变工况特性较差 气流流量的增减对内部正负冲角的增大影响较大，使级压力比变化较剧，性能曲线较陡，效率曲线左右下降得较厉害，适应性差第203页/共223页第204页/共223页 轴流式压缩机适用于流量大，压力比不太高的场合，其效率很高，可达90%，节能显著。因此，近期也在我国民用工业如发电、冶金、炼油、化工等领域中被选用。第205页/共223页按工作介质选型按轻气体与重气体选型 由于压缩功与气体常数 R 成正比，而 R与气体的相对分子量成反比，故压缩较轻气体所消耗的有效压缩功较大，因而选用的压缩机级数会比较多，因此必须选用

43、叶轮材质优良圆周速度较高、叶片出口角较大，叶片数较多的叶轮，提高压力比以降低级数第206页/共223页 而压缩重气体所需的压缩功就小，则可选用较少的级数，甚至选用单级离心压缩机 在选型或设计时，不应使圆周速度过大，圆周速度越大，马赫数就越大，效率越低，变工况范围越小第207页/共223页按工作介质的性质和排气压力选型 如果工作介质有毒、易燃、易爆、贵重，并且排气压力很高，则应选用密封性能很好的压缩机，允许的泄漏量极小，甚至不允许泄漏 另外，为了安全起见，对温度的提高要有所限制，可选用带有中间冷却器的压缩机第208页/共223页按气固、气液两相介质选型 若气体中含有固体颗粒或液滴，应根据气体中所

44、含固体颗粒或液滴的浓度、大小等参数，要求压缩机的设计制造单位，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、耐锈蚀的材料或进行表面喷涂硬质合金等特殊的表面处理第209页/共223页按机器结构特点选型单级离心压缩机 若被输送气体的相对分子量大或者要求的压力比不高，则应选用结构简单的单级压缩机 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第210页/共223页多级多轴结构 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，难以满足性能好、效率高的要求 可采用多轴结构，利用转速不同来满足各级出口相对宽度的要求第211页/共22

45、3页第212页/共223页多缸串联机组 若要求的压力比很高或输送的气体很轻即使压力比不大，但功耗却很大时，需要选用两缸或多缸压缩机串联的机组第213页/共223页气缸结构上、下中分型气缸 一般多级离心压缩机多选用上、下中分型的气缸，并将进气管和排气管与下半缸相连，便于拆装竖直剖分型 该型式多用于叶轮安装在轴端的单级压缩机，多级压缩机很少采用第214页/共223页高压筒型气缸 该机的结构特点是外气缸有锻造厚壁圆筒与端盖构成。因装配需要还有内气缸，不分段无中间冷却器，轴端有严防漏气的特殊密封第215页/共223页第216页/共223页叶轮结构与排列一般采用闭式叶片后弯式叶轮，因为它性能好、效率高为

46、了提高单级压力比，使结构简单紧凑，可选用半开式径向直叶片的叶轮，其前面加上一个沿径向叶片扭曲的导风轮，减小气体的冲击损失第217页/共223页为适应较大的流量，可选用具有叶片扭曲的三元叶轮，以改善性能提高效率为了提高叶片的做功能力，同时又可减少叶片进口区的叶片堵塞，可选用长、短叶片相间排列结构的叶轮，以增加叶片数多级压缩机的叶轮可以顺向排列，也可以对向排列，选用时应根据具体情况确定第218页/共223页扩压器结构一般多级离心压缩机多选用无叶扩压器有的单级或个别多级离心压缩机选用有叶扩压器或叶片可调的有叶扩压器轴流离心混合型压缩机 前面的各级采用轴流式叶轮，最后几级采用离心式叶轮第219页/共223页原动机选型选用高速、变速的工业汽轮机或燃气轮机选用交流电动机选用可变转速的电动机直流电动机变频交流电动机第220页/共223页选型方法可根据已知输送气体，流量，进、出口压力，温度等条件和要求直接查找生产厂家的产品目录来选型第221页/共223页根据已知条件和要求，进行初步的方案计算，以选择合适的机器、型式、结构和级数等，并与制造厂商商讨选型提出已知条件和要求，委托制造厂利用现成的软件进行产品优化选型与性能预测，使选型的机器效果最佳第222页/共223页感谢您的观看。第223页/共223页