过程流体机械复习

1、2.1.2 压缩机级的工作过程2.1.2.1 理论工作循环 (1)理论工作循环过程的几点假设： 工作腔没有余隙容积，排气终了气缸内气体全部排出； 吸、排气过程无阻力损失、无压力脉动、无热交换； 气体在压缩过程中，压缩过程指数为定值； 气体无泄漏。 被压缩的气体为理想气体。 (2)理论压缩循环 曲柄旋转一周，活塞往复运动一次，气缸内相继实现进气、压缩、排气的过程，即完成一个工作循环。 由进气压缩排气三个热力过程组成。(3)压缩机理论循环压力指示图（4）理论循环级的进气量 对于压缩机来说，一个理论循环中所吸入的气体量，为活塞面积与其一个行程的乘积，即 理论进气量等于单位时间内活塞工作面在吸气过程中

2、扫过的气缸容积，称为气缸行程容积。 用符号Vh表示，单位为m3/min。单作用活塞气缸的行程容积为 双作用活塞气缸的行程容积为 (5)压缩机理论压缩循环压力指示功 完成一个工作循环所消耗的外功称为指示功Wi，在p-V图上，理论压缩循环所包围的面积即为理论压缩循环指示功，因此,压容图也称为示功图。 设气体对活塞作功为正，活塞对气体作功为负。 总的指示功为三者的代数和：负号表示机器需要外功来实现汽缸内的循环，所以需要由原动机来驱动。将过程方程代入,可得不同压缩过程时，压缩机理论工作循环所需的功。等温压缩过程绝热压缩过程多变压缩过程 m-多变过程指数 对往复压缩机, 1< m < k;离

3、心压缩机, m > k. p1,p2-进、排气绝对压力,Pa; V1-进气容积,m3; M-气体质量,kg;T1-进气绝对温度,K; Rg-气体常数,Rg=8314/,J/kg·k -气体分子量,kg 理论压缩循环功说明:理论压缩循环功正好等于P-V图上各过程线所包围的面积。压缩循环功的大小与压缩过程的性质有关。结论进压缩机前气体温度不能太高。压力比不能太大。一般<4-5，微型压缩机=7-8 。小分子量的气体功耗比较大。 Wis<Wpol<Wad，尽量接近等温过程。 2.1.2.2级的实际工作循环(1)级的实际工作循环 由吸气压缩排气膨胀四个过程组成。(2)实

4、际工作循环的特点: 存在余隙容积 进气、排气过程存在压力损失 气体与汽缸壁面间存在温差,压缩和膨胀指数不是定值。 汽缸存在泄漏 实际气体性质不同于理想气体 由于实际循环和理论循环存在差异，这将影响压缩机各方面的性能。 (3)实际压缩循环级的排气量 压缩机排出的气体容积流量换算到压缩机进气状态下的气体容积流量，称为单级压缩机的排气量。 考虑实际压缩循环各方面因素的影响,实际压缩循环级的排气量可表示为 m3/min 则为了满足排气量的要求,所需的汽缸行程容积Vh为: m3式中: V容积系数; p压力系数; T温度系数; l泄漏系数; n 压缩机每分钟转数,r/min.(4)影响级排气量的因素分析容

5、积系数v -反映气缸行程容积的有效利用程度。 由于气缸存在余隙容积，使气缸工作容积的部分容积被膨胀气体占据，使实际的吸气量比理论的吸气量减少了V1。把这种由于余隙容积对吸气量的影响用容积系数表示，即:容积系数=实际进气容积/行程容积容积系数v 相对余隙容积,V0Vh，其大小取决于气阀在气缸上的布置方式。 v 一般取值范围：低压级0.070.12, 中压级0.090.14, 高压级0.110.16, 超高压级0.2 级的名义压力比,= p2/p1,所以,单级压力比不能太高,一般34；小型压缩机78。 m 膨胀过程指数，吸热多， m小；吸热少， m大。 压力系数p -表示由于压力降低使进气量减少的

6、程度. 由于气体进入汽缸后压力下降,使吸气点a的压力低于名义进气压力p1,由此将汽缸工作容积内压力为ps的吸气量折合到名义进气压力p1时，则减少V2。即: p=ps/p1 压力系数常根据经验选取: 对于进气压力等于或接近大气压力的第一级 p0.950.98 多级压缩的高压级 p0.981.0 一般三级以后 p1.0温度系数T -表示进入汽缸的气体由于吸热,体积膨胀而使进气量减少的程度。 T=T1/T1' 温度系数的大小取决于进气过程中加给气体的热量，其值与气体冷却及该级的压力比有关。 一般T0.920.98 。如果气缸冷却良好，进气过程加入气体的热量少，则T取较高值；而压力比高即气缸内

7、的各处平均温度高；传热温差大，造成实际气缸工作容积利用降低，T取较低值。或查图. 泄漏系数l -表示气阀,活塞环,填料函等泄漏对汽缸容积利用程度的影响。 泄漏系数等于排气量与进气量之比,即 l= qv/Vs 其值与气缸的排列方式、气缸与活塞杆的直径、曲轴转速、气体压力的高低以及气体的性质有关。 一般有油润滑压缩机 l0.900.98, 无油润滑的压缩机 l0.850.95 (5)压缩机级的实际循环指示功 实测法-利用实测得到的指示图求指示功的方法，用于已有的压缩机功率测试。 解析法利用简化的等功当量指示图计算指示功的方法，用于压缩机的设计计算。 实际循环指示功的近似计算是把进、排气过程的压力用

8、平均压力来代替，压缩与膨胀过程指数用定值代替，并且假设压缩过程指数与膨胀过程指数相等。 则简化后的实际压缩循环指示功为: 式中: ps实际进气压力, ps=p1(1-s)； pd实际排气压力, pd=p2(1+d) s进气阀相对压力损失, s=ps/p1； d排气阀相对压力损失, d=pd/p2； s, d可根据经验图查取。 0总的相对压力损失; 0=s+d m压缩过程指数; 低压级 m(0.950.99)k, 中、高压级 mk, 级的名义压力比 2.1.2.3 多级压缩 所谓多级压缩是将气体的压缩过程分在若干级中进行，并在每级压缩之后将气体导入中间冷却器进行冷却。假设：各级均为等熵理论压缩循

9、环, 回冷完善 (1)采用多级压缩的理由 节省压缩气体的指示功 降低排气温度 提高容积系数 降低活塞上的气体力 压缩机的排气温度需要加以限制,原因是:排气温度过高，会使润滑油粘性降低，性能恶化或形成积炭现象; 压缩特殊气体时，排气温度过高还会产生腐蚀或爆炸;对于无油润滑压缩机,用自润滑材料做密封元件,如填充聚四氟乙烯限制温度是180,故应对排气温度限制范围。 (2)级数的选择选择原则各级排气温度限制在一定范围内总功耗最小机器价格低，投资少结构简单,易操作维修一般：大、中型压缩机，一般以最省功为原则。小型移动压缩机，在排气温度的允许范围内，尽量采用较少的级数，以利于减轻机器的重量。对于一些特殊气

10、体，其化学性质要求排气温度不超过某一温度，因此级数的选择也取决于每级允许达到的排气温度(3)压力比的分配 压力比的分配原则遵循最省功原则,即:多级压缩中，常取各级压力比相等，这样各级消耗的功相等，而压缩机的总耗功也最小，此时各级压力比称为最佳压力比: (4) 各级工作容积的确定 根据单级压缩机汽缸行程容积 压缩机任意i级的工作容积为 qV(Vd) 压缩机容积流量，m3min；n 压缩机转速，r/min; vi第i级的容积效率，viviTipili; psI、psi第I级和第i级的进气压力，Pa；TsI、Tsi第I级和第i级的进气温度，K；ci任意i级前的抽加气系数,表示任意i级前的抽(加)气对

11、i级进气量的影响。一般由工艺条件给出。 i级前无抽加气时ci=1.0 有级间抽气时 ci<1.0 有级间加气时 ci>1.0 i任意i级的析水系数(凝析系数)，表示任意i级前气体的凝析量对i级进气量的影响。无凝析 i=1.0有凝析 i<1.0 式中: psI、psi-分别为第I级和第i级的进气压力，Pa psaI、psai-分别为第I级和第i级进气温度下的饱和蒸气压，Pa； 第I级吸入气体的相对湿度。(5)汽缸直径的计算 Vhi确定后,即可确定汽缸直径D.单作用气缸直径为 m双作用气缸直径为 m 式中: 取较大值 Vh气缸行程容积，m3/min；d活塞杆直径，m; z同级气缸

12、个数; s活塞行程，m；2.2 压缩机的热力性能2.2.1 压缩机的热力性能及计算 (1) 排气压力 压缩机的排气压力指末级排出管处的气体压力。多级压缩机末级以前各级的排气压力称为级间压力或该级的排气压力。(2)吸气压力 压缩机的吸气压力指第一级吸入管道处的气体压力。(3) 排气温度 压缩机的排气温度是指压缩机末级排出气体的温度。多级压缩机末级之前各级的排气温度称为该级的排气温度(4)排气量qV 排气量也称为压缩机的容积流量，通常是指单位时间内压缩机最后一级排出的气体容积，换算到第一级进口状态时的气体容积值 单位: m3min或m3/h。 多级压缩机的排气量指包括了级间凝析的水汽量、抽加气量和

13、末级排气量,然后折算到压缩机进气状态时的气量。(5)额定排气量 压缩机的额定排气量（即压缩机铭牌上标注的排气量）是指特定的进口状态（进气压力为0.1MPa，温度为20）时的排气量。(8)排气量的理论计算单级压缩机多级压缩机2.2.2压缩机的动力性能和计算 各种作用力的分析，动力性能 惯性力及其力矩的平衡 驱动力矩和阻力矩间的平衡 （即确定飞轮矩）(1)运动分析活塞的往复运动分析 如图,曲轴半径r; 连杆长l; 径长比=r/l, =1/6-1/3.5; 活塞行程s=2r;连杆摆角; 外止点处:曲轴转角=0;任意位置处:曲轴转角为 则活塞的位移,速度及加速度可从几何关系和运动关系中确定: 活塞位移

14、 活塞速度 活塞加速度式中:=d/dt=2n/60,曲轴旋转角速度.旋转运动分析 曲轴旋转角速度: =d/dt=n/30 曲柄销中心D点线速度:V=r 曲柄销中心D点加速度:a=r²(2)压缩机中的作用力 压缩机正常运转时，产生的作用力主要有三类： 往复质量与不平衡旋转质量造成的惯性力 气体压力所造成的作用力 接触表面相对运动时产生的摩擦力(3)运动件运动的转化 如果把运动件简化为质点，可将所有运动件的运动简化成两类：一类质量集中在活塞销或十字头销中心点A处，只作往复运动； 另一类质量集中在曲柄销中心点B处，只作绕曲轴中心0点的旋转运动。(4)运动件运动质量的转化活塞、活塞杆和十字头

15、部件作往复运动质量集中在质点A上，质量总和用mp，表示。作摆动的连杆质量为ml ,根据转化前后连杆的总质量不变,连杆的质心位置不变的原则,可转化为二部分:作用于点A的往复运动质量ml作用于点B的旋转运动质量ml” 根据已有连杆的统计，设计时可取: ml´=(0.4-0.3)ml ml=(0.6-0.7)ml旋转的曲拐可以根据惯性力相等的条件转化为旋转运动。 曲拐部分的质量mc1和mc2相对点O不对称，旋转时将产生离心力。 根据惯性力相等的条件进行，可得转化到曲柄销中心的不平衡质量mc,即产生旋转惯性力的总质量为： 所以, 压缩机整个运动机构转化为: 往复运动总质量:ms=mp+ml&

16、#180; 旋转运动总质量:mr=mc+ml(5)惯性力的确定 符号规定: 凡使连杆(活塞杆或曲轴)受拉,为+ 凡使连杆(活塞杆或曲轴)受压,为-由往复运动不平衡质量产生的惯性力称为往复惯性力 压缩机的角速度，rads； 曲轴回转半径与连杆长度之比,简称径长比，=r/l； r曲轴回转半径，m； l 连杆长度，m； 压缩机曲轴转角，rad。 可见,往复惯性力由两部分惯性力构成，即: 或I1称为一阶往复惯性力 变化周期：曲轴旋转一周的时间； 最大值：当=0°时， 最小值：当=180°时， 或I2称为二阶往复惯性力 变化周期：一阶往复惯性力之半； 最大值：当=0°和=1

17、80°时， 最小值：当=90°和=270°时， 可见二阶往复惯性力最大值仅为一阶往复惯性力最大值的倍。 往复惯性力始终沿气缸中心线的方向，其大小随曲轴转角周期地变化。 最大值：当=0°时， 最小值：当=180°时，由旋转运动不平衡质量产生的惯性力称为旋转惯性力其作用方向始终沿曲柄半径方向向外，而大小不变为定值。(6)气体力 气缸内气体压力随着活塞的运动或曲轴转角而变化，其变化规律可由压力指示图获得。 作用在活塞上的气体力，为活塞两侧各气体压力与各活塞有效面积乘积的代数和。 气体力的方向始终沿气缸中心线方向。(7)摩擦力 由于存在往复运动和旋转运

18、动,压缩机内必然存在往复摩擦力Ffs和旋转摩擦力Ffr。 摩擦力的方向始终与运动方向相反, 摩擦力大小随曲轴转角而变化，其规律比较复杂。因摩擦力比惯性力和气体力小得多，故常作为定值处理,即:往复摩擦力Ffs旋转摩擦力Ffr式中: pi-第i列指示功率,W; m-压缩机机械效率; s-活塞行程,m; r-曲轴半径,m; n-压缩机转速,r/min。(8)综合活塞力 压缩机中的气体力,往复惯性力,往复摩擦力均沿汽缸中心线方向,其代数和称为列的综合活塞力,即: Fp=Fg+FIs+Ffs 显然,Fp是的函数。(9)各作用力的作用气体力 气缸中的气体力除作用于活塞上外，也同时作用到气缸盖或气缸座上，沿

19、气缸轴线方向。 作用于气缸盖(座)的气体力Fg通过气缸和机身传递到主轴承上，和经过运动机构传递到主轴承上的活塞力Fp中的气体力部分相抵消。所以，气体力不会传递到机器外边，在机器内部互相平衡了。气体力只使气缸、中体和机身等有关部分,以及它们之间的连接螺栓等承受拉伸或压缩载荷,故称为内力。往复惯性力 作用在主轴承上的活塞力Fp中，往复惯性力部分未被平衡,通过主轴承及机体传到机器外面，故惯性力称为外力,或称为自由力 。 往复惯性力的方向和数值随曲轴转角周期地改变，因而能引起机器的振动。 旋转惯性力 旋转惯性力也作用在主轴承上,也是自由力，也能引起机器的振动。 为了使机器达到平稳运行，应尽可能在机器内

20、部将其平衡。 侧向力及侧覆力矩 侧向力FN和主轴颈作用于轴承上的垂直分力大小相等方向相反，在机器内部构成了一个力矩,该力矩在立式压缩机中,有使机器倾倒的趋势,故习惯称为倾覆力矩。 侧覆力矩和阻力矩大小相等，方向相反，但是力矩 MN作用在机身上，阻力矩 My 作用在主轴上，故两者在压缩机内并不能互相抵消。 侧覆力矩的数值周期地变化，它又无法在机器内部获得平衡，所以属于自由力矩，造成机器振动。阻力矩 压缩机的阻力矩随转角周期性地变化，而驱动机的驱动力矩Md一般是个恒定的数值。 机器在一转中: 阻力矩所消耗的功=驱动力矩所供给的功 由此维持压缩机的每分钟转速不变; 但每一转中的每一瞬时:

21、阻力矩所消耗的功驱动力矩所供给的功 因此会使主轴产生短暂的加速或减速现象，即: My-Md = -J 式中: J压缩机机组中的全部旋转质量的惯性矩，kg.m²； 压缩机主轴的角加速度，rads²。 所以,为减少一转中机器角速度的变化, 可以人为地用加飞轮的办法来增大惯性矩J，以降低角加速度2.2.2.2动力计算及飞轮矩的确定(1)列的切向力图和法向力图 FT-曲线; FR-曲线. 多列压缩机的切向力由各列的切向力叠加而成 FT。(2)总切向力图 FT -曲线.(3)压缩机总阻力矩图-表示压缩机主轴回转一周中的总阻力矩变化的图。 My -曲线. 因为 My=FT·r

22、+Rr·r 所以 My -曲线与FT -曲线相似,故习惯用总切向力图,即FT -曲线,代替总切向力矩图,即My -曲线。(4)平均切向力Fm My -曲线以下与横坐标所围面积表示曲轴转一周所消耗的功,根据面积不变的原则,即功不变的原则,可得到一条与横坐标平行的直线,称为平均切向力Fm。(5)驱动力Fd 机器在一转中: 阻力矩所消耗的功=驱动力矩所供给的功 根据能量相等的原则,可知Fm-曲线与Fd-曲线重合。 因此,从切向力图看,总切向力在平均切向力直线上下波动,就表示压缩机在回转一周中,其阻力矩与驱动力矩的不平衡性,从而使压缩机产生角速度的波动,即产生角加速度。 (6)盈功与亏功 A

23、-B段:供给能量有多余,加速,面积对应的功为盈功; B-C段:供给能量有不足,加速,面积对应的功为亏功; 以次类推 (7)幅度面积矢量图 将盈功和亏功面积转化为矢量,首尾相连,可得max与min 。(8)飞轮及飞轮矩 目的:使压缩机转速均匀化。 原理:通过储存和释放能量,调节压缩机的角速度,使压缩机转速均匀化。 飞轮矩的计算:式中:G-飞轮轮缘质量,kg; D-飞轮轮缘质心所在园的平均直径,m; L-压缩机一转中能量的变化值,J; n-压缩机转速,r/min;-旋转不均匀度,表示瞬时角速度的波动。 Wmax-每转中最大的角速度; Wmin-每转中最小的角速度; Wm-平均角速度。2.2.2.3

24、 惯性力及力矩的平衡 (1)旋转惯性力的平衡 在曲柄对面rO处加平衡质量mO, 使产生的离心惯性力FIr0=FIr,方向相反,即可平衡。 该方法可把旋转惯性力全部平衡掉。（2）单列压缩机往复惯性力平衡 对于一阶往复惯性力: 在曲轴的相反方向,半径为r处,加平衡质量ms, 产生的离心力为msr², 其只能将一阶往复惯性力的方向在旋转平面转90°对于二阶往复惯性力: 因其变化周期为曲轴半转的时间,故不能用加平衡质量的方法使其平衡或转向。2.3 往复活塞压缩机主要零部件2.3.1 气阀组件2.3.3活塞组件2.4往复压缩机气量调节(1) 转速调节(2)管路调节进气调节:在管路方面

25、增加适当阻力使压力系数减少,由此使气量减少。切断进气:这种调节利用阀门关闭进气管路,由此使容积流量为零。进、排气管道连通:排气管经由旁通管路和旁通阀与进气管相联接。调节时只要打开旁通阀，排出的气体便又回到进气管路中。(3)压开进气阀调节 利用一个压开装置-压叉,把进气阀强制压开,使进气阀全部或部分丧失正常工作能力,即:使压缩机吸进的气体，因进气阀不能正常自动关闭而在压缩和排气行程中仍回入进气管，借以达到调节气量的目的。(4)连通补助余隙容积(补充余隙调节) 利用外接一个容积的方法改变气缸余隙,从而改变压缩机实际排气量. 补助余隙容积的大小可以是固定的,也可以是变化的,又称为: （a）固定补助余

26、隙容积调节结构（b）可变补助余隙容积调节结构 补助余隙容积与气缸的连通时间可以是全行程连通,也可以是部分行程连通.3.1.1.3 离心叶轮的典型结构 叶轮结构型式通常按叶片弯曲形式和叶片出口角来区分，如图所示。 后弯型叶轮:图(a),叶片弯曲方向与叶轮旋转方向相反,叶片出口角90°,反作用度大于1/2，级效率高,稳定工作范围宽。 前弯型叶轮:图(c),叶片弯曲方向与叶轮旋转方向相同,叶片出口角90°,反作用度小于1/2，级效率较低,稳定工作范围较窄,故它仅用于一部分通风机中。 径向型叶轮:图(b),叶片出口角90°,反作用度等于1/2，径向型叶轮的级性能介于(a)

27、和(c)之间。3.1.2离心压缩机的基本方程式3.1.2.1连续方程 在气体做定常一元流动的情况下，流经机器的任意截面的质量流量相等，其连续性方程可表示为： 3.1.2.2欧拉方程（1）气体在旋转叶轮中的速度三角形 (2)欧拉方程 欧拉方程是离心式压缩机的基本方程,它解决了气体与叶轮之间能量转换的问题,该方程是通过动量矩定理, 质量守恒定律,能量守恒与转换定律导出的。 离心叶轮的欧拉方程： 式中： Hth 一理论能量头,表示叶轮对单位质量气体所作的功,称为叶轮的理论功,也称为叶片功,单位：kJ/kg 。 上式称为欧拉方程式，该方程是透平式机械普遍适用的基本方程式。方程的物理意义：方程说明气体获

28、得的理论能量头只与叶轮叶道进、出口流体的速度及有关，而与流体的性质无关。 利用三角形的余弦定律,欧拉方程也可表示为: 上式通常称为欧拉第二方程式,该方程式说明气体从旋转叶轮获得的能量由三部分组成:第一项相当于气体在旋转叶轮内作圆周运动时,由于离心力作用所获得的静压能;第三项是气体在叶道中流动时,由于叶道截面扩大,相对速度降低而获得的静压能;第二项是气体流过叶道后动能的增量.此外理论能量头由二项静压能头的增量和一项动能头的增量组成. 为了表示气体流经叶轮后获得静压能头在理论能量头中占有的比例,常用反作用度来衡量，即： 反作用度=静压能头/理论能量头 设计叶轮时，应使反作用度尽可能大,使气体离开叶

29、轮时的动能较小,有利于减小扩压器的结构尺寸和提高机械的效率。(3)无限多叶片叶轮的理论能量头 当叶轮的叶片数为无限多无限薄时,此时的参数用下标表示,气体进、出叶道时的相对速度方向与叶片进、出口处的切线方向一致. 由于在离心式压缩机中, 一般气体径向进入叶轮，即气体无预旋进入叶轮，此时1=90°,c1u=0，则欧拉方程可写为式中:2u-叶轮的周向分速系数, 2u=c2u/u2; 2r -叶轮的径向分速系数,或流量系数, 2r= c2r/u2; 由上式分析可知, 影响级理论能量头的因素主要有圆周速度、叶轮叶片出口安装角及气体容积流量。(4)有限叶片叶轮的理论能量头 对于有限叶片叶轮理论能

30、量头的计算，同样可写为 对于离心压缩机闭式后弯式叶轮, 通常理论能量头Hth按斯陀道拉提出的半理论半经验公式计算,即 式中: 2u理论能量头系数或周速系数， 2u=c2u/u2 ; 2r-径向分速系数 ; 式中： qvin-离心压缩机进口状态下的气体体积流量; qV2-叶轮出口状态下的气体体积流量;l-内漏损失系数； kv2-叶轮出口处气体的比容比,表示气体被压缩的程度,Kv2=vin/v2=qVin/qV2; 2-叶轮出口处的叶片阻塞系数,表示叶片厚度对流动的影响. 由该式可知:Hth与叶轮圆周速度u2的平方有关,还与流量系数2r、叶片出口角2A和叶片数z有关。 在离心压缩机中,还可用滑移系

31、数或环流系数 来表示有限叶片数对理论能头的影响,<1, 即：3.2.3焓值方程(能量方程)(1)焓值方程 对单位质量气体,根据能量守恒定律有: 上式是将外功能头,传热量与气流的温度及气速联系起来的能量方程,称为焓值方程。(2)方程的物理意义： 表示外界能量的加入等于焓值,动能的增加.对于理想气体,焓值方程普遍式为:将上式变形, 可计算任意i截面处的温度,计算时, 取进口截面in作为a面，要计算的i截面作为b面,则有: 3.2.4伯努利方程 如果气体为稳定的绝热流动, 则对单位质量气体,通用的伯努利方程为：(2)方程的物理意义： 表明外加能头(机械功), 一部分作压缩功,提高气体的静压能，

32、一部分增加动能,一部分克服各种能量损失,即: 外加能头=压缩功+动能+克服损失3.1.2.5级的压缩功、总耗功及功率、效率(1)气体的压缩能头Hcom 使单位质量气体增加压力需要外界输入的压缩功。对于多变压缩过程有:(2)离心式压缩机级的总耗功Htot 将单位质量气体由pa压缩到pb,压缩机所作的功,称为总耗功,用Htot表示。 Htot=Hth+Hl+Hdf =(1+l+df)Hth kJ/kg式中: l-漏气损失系数 ；df-轮阻损失系数。 (3)离心式压缩机级的总功率Ntot Ntot= qm·HtOt=qm(1+l+df)Hth KW 对于闭式后弯型叶轮而言，一般 l+df=

33、0.02-0.04(4)离心式压缩机的级效率 -外加能量的利用程度 =Hcom/Htot=Hpol/Htot3.1.3 级内各种能量损失3.1.3.1 级内的流动损失 (1)摩阻损失 实验证明，沿程摩擦损失主要集中在边界层中。如果将气流分成许多层，在气流的层间，气流层与壁面间就产生摩擦效应，使气流的一部分有用能量变成无用的热能而构成损失，这就是摩擦阻力损失。(2)分离损失 在边界层中，除了因粘滞力引起的沿程摩擦损失外，在离心式压缩机级中还常会发生边界层与流道壁面脱离，甚至在接近壁面的边界层气流中会产生反向流动的旋涡，造成了很大的能量损失。这种现象一般称为边界层分离。 气流的边界层分离总是发生在

34、沿气流方向压力增加的流道中-扩压通道对于叶轮而言是控制进出口的相对速度比：W1/W21.6-1.8 (3)二次流损失 叶道中产生二次涡流的原因是由于叶道是弯曲的和在其中存在轴向旋涡，叶道中气流的速度分布是不均勺的，在叶片工作面侧气速最低，在叶片的非工作面侧气速最高; 压力分布则相反，在叶片工作面侧高而在非工作面侧低。这样叶道两侧壁边界层中的气流受到压力差的作用，会产生由工作面的高压区向非工作面的低压区流动。这种流动的方向是与主气流方向相垂直的，一般称为二次涡流，它干扰了主气流的流动并造成了能量损失。 (4)尾迹损失 尾迹产生的原因是由于叶片有一定的厚度，当气流从叶片的凸面及凹面流出时，出于通流

35、面积的突然扩大，使叶片上下两个面的气流边界层发生分离，在叶片尾部处形成充满旋涡的气流从而引起能量损失。(5)冲击损失 离心式压缩机中的冲击损失是指气体进入叶轮或叶片扩压器的叶道时，气流的方向与叶道进口处的叶片安置角方向不一致而产生的能量损失。 冲击损失的实质是边界层分离与旋涡产生的损失。冲击损失的大小是跟叶片进口处的安装角与气流进入时的方向角间的差(一般称为冲角)的大小有关。 冲角的定义: i=1A-1冲击损失能量头与流量关系图 据资料介绍，在同样的冲击情况下，气量小于设计气量时的冲击损失要比气量大于设计气量时高10一15倍 综上所述，变工况产生的冲击损失主要是以边界层分离损失来体现的，其中以

36、流量小于设计流量情况下最为严重3.2.1离心压缩机的性能 所谓离心式压缩级的性能曲线是指气体流过该级的压力比,效率及功率N随该级进气量而变化的曲线(即-qV ，-qV 及N-qV 曲线)，一般讨论级的性能曲线，只需讨论-qV ，-qV二条曲线便足够了。(2)级性能曲线的特点级一定,转速n一定,介质一定,进气温度一定,性能曲线一定,且qV,则,在最小流量时,压力比达到最大。效率曲线有最高效率点max，离开该点的工况效率下降的较快。性能曲线受最大流量和最小流量工况的限制.（3）最佳工况点 通常将曲线上效率最高点称为最佳工况点。一般应是该机器设计计算的工况点。(4)稳定工作范围 在喘振工况与最大流量

37、工况工况之间的区域是级的稳定工作范围。 衡量级性能的好坏, 除了要求具有较高的压力比和较高的效率外, 还要求有较宽的稳定工况区,以适应运行中变工况的需要。压缩机变工况的稳定工作范围越宽越好。 压缩机的最小流量工况 喘振产生的原因是: 内因: 流量达到最小流量，气流的边界层严重分离； 外因: 管路中存在储存能量的空间,即供气管网。 压缩机的最大流量工况 流量达到最大时的工况即为最大流量工况。造成这种工况有两种可能：一是级中流道中某喉部处气流达到临界状态，这时气体的容积流量已是最大值，任凭压缩机背压再降低，流量也不可能再增加，这种情况称为“阻塞”工况。另一种情况是流道内并未达到临界状态，即未出现“

38、阻塞”工况，但压缩机在大的流量下，机内流动损失很大，所能提供的排气压力已很小,几乎接近零能头,仅能用来克服排气管的的流动阻力以维持这样大的流量，这也是压缩机的最大流量工况。(5)管网 所谓管网，一般是指与压缩机连接的进气管路、排气管路以及这些管路上的附件及设备的总称。 为了讨论方便，假设全部管路都在压缩机排气侧, 这样压缩机的进气条件，将不随工况而改变。 6)管网特性曲线 所谓管网特性曲线，是指管网情况一定(即管长、管路端点压力、阀件数与开度等一定)时，气体流过该管路所需压力pe与管路流量qV的关系曲线。 三种管网特性曲线(7)压缩机与管网联合工作-工作点的确定 工作点必须满足二个平衡条件:

39、能量平衡和流量平衡. 将压缩机特性曲线和管网性能曲线画于同一图上,显然二条曲线的交点A满足平衡条件,则A点为压缩机和管网联合工作的平衡工作点.3.2.3压缩机的调节方法压缩机出口调节流量压缩机进口调节流量采用可转动的进口导叶调节(又称进气预旋调节)改变压缩机转速的调节3.2.2.2 离心压缩机的流动相似 所谓流动相似, 就是指流体流经几何相似的通道或机器时, 其任意对应点上同名物理量如压力、速度等比值相等。由此就可获得机器的流动性能如压力比、流量、效率等相似。 流动相似的相似条件：模型与实物或两机器之间几何相似、运动相似、动力相似和热力相似。 对于离心压缩机而言, 其流动相似应具备的条件：几何

40、相似、叶轮进口速度三角形相似、特征马赫数相等,即M2uM2u 和气体等熵指数相等,即k=k。 3.3.2 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频率相重合，则转子发生强烈的共振导致转子的破坏，与此相应的转速称为转子的临界转速。 转子弯曲振动的临界转速可有1、2、i阶个，各阶临界转速大致是随i的平方增大。 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: 对于刚性转子 n0.75ncl 对于柔性转子 1.3ncln0.7nc2 为了防止可能出现轴承油膜振荡，工作转速应低于二倍的第一阶临界转速，即 n2ncl 对于柔性转子，要求机器在启动、运行或停车过程中

41、，尽快越过第一阶临界转速，决不允许在 ncl附近停留，否则转子将因剧烈振动而遭到破坏。3.3.3 轴向推力的平衡3.3.3.1 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：一部分是叶轮两侧的流体压力不相等,即轮盖侧压力低，轮盘侧压力高；一部分是流经叶轮的流体轴向分动量的变化. 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。 为防止转子轴向移动,要安装止推轴承;如转子轴向力过大, 要设法把大部分轴向力平衡掉，以保证止推轴承工作的可靠性。3.3.3.2轴向推力的平衡 (1)叶轮对排 (2)叶轮背面加筋 (3)采用平衡盘4.2.2.2离心泵的工作原理及基本方程（1）离心泵的工作

42、过程： 灌泵启动叶轮旋转带动液体产生离心力液体沿叶片流道流出经蜗壳出口管。液体从叶轮中获得机械能使压力能和动能, 依靠此能量使液体达到工作地点。 液体不断被甩向叶轮出口叶轮进口处压力吸液罐和叶轮进口中心线处的液体之间形成压差吸液罐的液体压差作用流体经吸入室进入叶轮使泵连续地工作。 (2)离心泵工作特点: 1）利用离心力获得能量 2） 液体连续均匀吸入 3）需先灌泵，否则产生气缚现象(3)离心泵的基本方程-欧拉方程 表示旋转叶轮传递给单位重量液体的能量，亦称为理论扬程。其数学表达式为 或 此式也称为欧拉第二方程式。式中： 第一项是液体在圆周运动中，由于离心力的作用使液体获得的静能头； 第二项是叶

43、片间流道扩大使液体相对速度减小而增加的静能头； 第三项是液体经过叶轮叶片入口和出口后因绝对速度的变化而增加的动能，即液体获得的动能头。对于理想叶轮有: 对于实际叶轮,考虑有限叶片数受滑移的影响, 较无限多叶片数叶轮做功能力减小,在离心泵中常使用如下的两个半经验公式计算: 斯陀道拉公式 如同在离心压缩机中一样，该式表示为式中为滑移系数，环流系数。4.3离心泵的吸入特性汽蚀4.3.1汽蚀发生的机理及危害(1)汽蚀发生的机理这种液体汽化,凝结,冲击,形成高压,高温,高频冲击载荷,造成金属材料的机械剥蚀与电化学腐蚀破坏的综合现象称为汽蚀. 汽蚀对流道表面材料的破坏,主要是机械剥蚀造成的,而化学腐蚀则进

44、一步加剧了材料的破坏。(2)汽蚀的严重后果泵性能突然下降。 泵产生振动和噪音。 泵材料受到破坏。4.3.1.2汽蚀余量及汽蚀判别式 泵是否发生汽蚀是由泵本身和吸入装置两方面决定的。 研究泵的汽蚀条件，防止泵发生汽蚀，应从这两方面同时加以考虑。 泵内最低压力点通常位于叶轮叶片进口稍后的K点附近。当pkpv时，泵发生汽蚀，故 pk=pv是泵发生汽蚀的界限。 (1)有效汽蚀余量（NPSHa）指液流自吸液罐(池)经吸入管路到达泵吸入口后，高出汽化压力pv所富余的那部分能量头，用NPSHa表示，即由柏努利方程可得: 有效汽蚀余量数值的大小与泵吸入装置的条件, 如吸液罐表面的压力、吸入管路的几何安装高度、

45、阻力损失、液体的性质和温度等有关，而与泵本身的结构尺寸等无关，故又称其为泵吸入装置的有效汽蚀余量。(2)泵必需的汽蚀余量（NPSHr） 泵必需的汽蚀余量是表示泵入口到叶轮 内最低压力点K处的静压能量头降低值，用NPSHr表示为:式中: c0-叶轮进口0截面上的液体绝对流速； w1-叶片进口1截面上的液体相对流速； 1为绝对流速及流动损失引起的压降能头系数，11.051.3； 2为液体绕流叶片的压降能头系数，一般情况下, 20.20.4。 显然，pk比ps值降低愈少，则NPSHr值愈小，泵愈不易发生汽蚀。 可见, NPSHr 的主要影响因素是泵的结构,如吸入室,叶轮进口几何形状,及转速,流量等,

46、与管路系统无关。 所以, NPSHr在一定程度上表示了泵本身的抗汽蚀性能。 这时,离心泵发生汽蚀的判别条件如下:(3)泵发生汽蚀时的条件 NPSHaNPSHr，泵不发生汽蚀 NPSHaNPSHr，泵开始发生汽蚀 NPSHaNPSHr，泵严重汽蚀 上式即为离心泵发生汽蚀的判别式，亦称为汽蚀基本方程式。(4)临界汽蚀余量NPSHc 当NPSHa降到使pk=pv时, 液体开始汽化,因此,此时的NPSHa就是使泵不发生汽蚀的临界值,称为临界汽蚀余量,用NPSHc表示,即: NPSHaNPSHcNPSHr 通过汽蚀实验确定的就是临界汽蚀余量NPSHc。(5)允许汽蚀余量NPSH 在实际使用中,为了避免泵

47、内发生汽蚀,常考虑一定的安全余量,即得允许汽蚀余量NPSH。 NPSH= NPSHc + (0.3-0.5) m 或 NPSH= (1.1-1.3)NPSHc 则防止汽蚀的条件为: NPSHa NPSH(6)吸上真空高度 如储液池液面上的压力为pa，则 式中: Hs为吸上真空高度; pa当地大气压。 利用NPSHaNPSHr的条件，可得临界状态下泵开始发生汽蚀时的吸上真空高度,即最大吸上真空度。即最大吸上真空度为:式中:pa-当地大气压; PA-吸液池液面上压力; pv-汽化压力; cs-泵入口处速度。 为了保证离心泵安全运转而不发生汽蚀，要求吸上真空度HsHsmax,即使用允许吸上真空度:

48、Hs=(Hs)max-0.5 m HsHs Hs还可表达为 由式可以看出，减小泵前吸上装置的安装高度Hg等，可减小吸上真空度，故减小Hg是防止泵发生汽蚀的重要措施。 (7)吸入特性 NPSH-qv曲线:向上弯曲的二次抛物线; Hs-qv曲线:向下弯曲的二次抛物线 (8)泵的允许几何安装高度Hg 由 NPSHaNPSH 或 HsHs 离心泵不发生汽蚀的条件确定泵的允许几何安装高度,使HgHg。 4.3.1.3提高离心泵抗汽蚀性能的措施其一是改进泵本身的结构参数或结构型式,使泵具有尽可能小的必需汽蚀余量； 其二种是合理地设计泵前装置及其安装位置，使泵入口处具有足够大的有效汽蚀余量.4.3.2离心泵

49、的性能及调节4.3.2.1离心泵的运行特性(1)泵的特性曲线 如图所示, 泵在恒定转速下工作时，对应于泵的每一个流量qv，必相应的有一个确定的扬程H，效率，功率N和必需的汽蚀余量NPSHr。 泵特性曲线的特点:泵一定,n 一定,仅有一组H-qv,N-Qv,-qv曲线;泵内流动复杂,性能曲线要由实验获得;实验条件:一般20清水作介质,当输送流体黏度与水相差大时,要进行换算;(2)管路特性曲线 指管路一定时,液体流过管路需要外界给予单位重量液体的能量L与流量qv间的关系曲线, 由柏努利方程可得: 可见,L与qv成二次抛物线的关系,称为管路特性曲线。(3)离心泵与管路联合工作 -工作点的确定 满足能

50、量平衡,流量平衡的条件.(4)泵的不稳定工况 泵的特性曲线为驼峰型曲线时,可能和管路特性曲线相交于K和N两点。其中N点为稳定工况，而K点为不稳定工况,当泵在K点工作时，会因某种扰动因素而离开K点。 (5)造成泵不稳定工作需要两个条件： 其一，是泵具有驼峰状的性能曲线； 其二，是管路中有能自由升降的液面或其他能储存和释放能量的部分。 泵不稳定运行会使泵和管路系统受到水击,噪音和振动，故一般不希望泵在不稳定工况下运行。为此，应尽可能选用性能曲线无驼峰状的泵。 但是，只要不产生严重的水击、振动和倒流现象，泵是可以允许在不稳定工况下工作的。这与压缩机有所不同。4.3.2.2离心泵运行工况的调节 改变泵的运行工况点称为泵的调节。(1)改变泵特性曲线的调节 转速调节切割叶轮外径调节泵的并联或串联调节改变前置导叶叶片角度调节 改变半开式叶轮叶片端部间