4 离心压缩机ppt课件

1、过程流体机械，离心式压缩机的4种典型结构和工作原理，离心式压缩机的发展现状极化和大型化，小型化和多轴发展不同轴的高压级和低压级，高效率发展使用三维叶轮，浮动环密封或干气密封来提高压缩机效率，离心式压缩机的典型结构和特性离心式压缩机的典型结构使用能量转换，增加气体压力的机器称为压缩机，使用旋转叶轮来实现能量转换并使气体压力主要沿径向离心方向流动来增加压力的机器称为离心式压缩机。离心式压缩机出口气体压力在200千帕以上，出口压力低于该值的旋转叶轮压缩机成为典型的风机和鼓风机结构。级是离心式压缩机加压气体的基本单元。有三种类型：第一阶段，中间阶段和最后阶段。中间级由叶轮、扩散器、弯管和回流管组成。第

2、一级由吸管和中间级组成。最后一级由叶轮、扩压器和排气蜗壳组成。固定部件包括扩散器、弯管、回流和排气蜗壳。通常，只分析和计算该级中几个特征截面上的气流参数：吸入管入口截面叶轮入口截面叶轮出口界面扩散器入口截面扩散器出口(即弯曲入口)截面弯曲出口(即回流入口)截面回流出口截面当前级出口(即下一级入口)截面排气蜗壳室入口截面排气蜗壳室出口(即末级出口或截面出口，或整机的那个出口)， 离心叶轮的典型结构是最重要的部件，而闭式叶轮是常见的，具有漏风小、性能好、效率高的特点。 但是，由于叶轮盖影响叶轮强度，周向速度受到限制，小于300-320m/s的半开式叶轮强度较高，周向速度可达450-550m/s，叶

3、轮工作。然而，效率低，双面进气叶轮适应大流量，叶轮本身的轴向力是平衡的。叶片和叶轮结构的弯曲形式和出口角度通常根据叶片的弯曲形式和出口角度来区分。通常采用后弯式叶轮，具有较高的级效率和较宽的稳定工作范围。前弯叶轮级效率低，稳定工作范围窄，仅用于通风机。径向叶轮级的性能介于后弯叶轮和前弯叶轮之间。无叶扩压器是扩压器的典型结构，无叶扩压器结构简单，在非设计工况下效率高，稳定工作范围宽。通常使用叶片扩散器。由于叶片的导向作用，气体流出扩压器的距离较短，扩压器的外径不需要太大，结构紧凑，但结构复杂，在非设计工况下效率较低，工作范围稳定。弯曲和回流使气流进入下一级，在转向流时不需要预旋。通常，它们不会起

4、飞、降落、加速和加压。吸入室吸入进气管中的气流，并沿环形区域均匀地进入叶轮。排气蜗壳收集并引导叶轮出口或扩散器出口的环形区域中的流体进入排气管。与往复活塞式压缩机相比，离心式压缩机具有流量大、进气量6000 m3/min以上、转速高、离心式压缩机转子仅做旋转运动、几乎没有不平衡质量、转动惯量小、运动部件与静止部件之间有一定间隙等优点，因此可以提高转速。一般来说，结构紧凑、转速为5000-20000转/分钟的机组比相同流量的活塞式压缩机重量和占地面积小得多，运行可靠，维护成本低。低单级压力比和高压力比的缺点是需要比活塞式压缩机更多的级。目前，如果排气压力高于70M Pa，只能使用活塞式压缩机，不

5、适用于流量过小的情况。离心式压缩机因其高转速和大截流面积，已被应用于现代大型化肥、乙烯、炼油、冶金、制氧、制药等生产装置中。离心式压缩机作为一种高速旋转机械，对材料、制造和装配都有较高的要求，因此成本较高。然而，它创造的价值也是可观的。离心式压缩机的基本工作原理，即连续方程的基本表达式，假定气体的一维定常流动。然后，叶轮出口处的表达式反映了流量、叶轮几何尺寸与气流速度、叶轮出口处的流量系数、叶轮出口处的流量系数之间的关系，j2r的取值范围为径向叶轮：0.240.40后弯叶轮：0.180.32强后弯叶片(b2a30): 0.100.20。由于多级压缩机同一轴上的每个叶轮的体积流量受到相同质量流量

6、和均匀转速的限制，因此经常使用公式(3-2)来检验每个叶轮出口相对宽度的合理性。欧拉方程欧拉方程用于计算原动机通过轴和叶轮将机械能转化为流体的能量，因此它是叶轮机械的基本方程，欧拉功，理论能量头，欧拉方程的物理意义指出了叶轮和流体之间的能量转换关系，只要知道叶轮进出口处的流体速度，就可以计算出1kg流体和叶轮之间的机械能转换。该公式可用于任何气体和液体，只需更改公式右侧每个项目的导入和导出符号。它也适用于叶轮原动机，如汽轮机和燃气轮机。如果气体流入压缩机的叶轮入口，没有预旋转，即c1u=0，如果叶片的数量是无限的，b2=b2A。但对于叶片数量有限的叶轮，由于科里奥利惯性力和流动复杂性的影响，会

7、出现轴向涡流，使b2 b2A的出口流体发生滑移，出口绝对速度的切向分量很难确定，但可以用Stoddard公式计算，Stoddard公式的滑移系数为、闭合后弯叶轮的理论能量水头系数(周向速度系数)。经验证明，对于一般的后弯叶轮，斯托多拉提出的公式计算结果与实验结果接近，有限叶片数的工作能力比无限叶片数的工作能力降低。这种减少并不意味着能量的损失。能量方程假设外界不传热，q=0，能量方程的物理意义是机械能和热能的能量转换和守恒方程。该方程适用于粘性和非粘性气体。离心式压缩机不吸收外部热量。与气体焓的增加相比，外壳辐射的热量很小。因此，认为气体是绝热流动的。该方程适用于压缩机的第一级，也适用于多级整

8、机或任何通流部件。对于叶轮和任何静态部件，伯努利方程应用伯努利方程将流体获得的能量分为有用能量和能量损失，并引入压缩机中的相关压力参数来表示压力的增加。叶轮所做的机械功也可以与代表级中流体压力增加的静压能量相关，这可以表示为一般的伯努利方程。对于阶段中的流体，包括消耗的总功、总能量头和阶段中的总能量损失。伯努利方程的物理意义是能量转换和守恒的表达。机械能与气体压力、流量和能量损失之间的关系方程适用于第一阶段。它已应用于多级机器或任何通流部件。对于叶轮、扩散器和不可压缩流体，密度是恒定的。当压缩过程和压缩功气体被压缩时，每千克气体所获得的压缩功称为有效能量头。对于可变压缩功，有，可变压缩有效能量

9、头，简称可变能量头。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。所述叶轮周向速度用于提高气体压力比的能量利用程度，并且相关的基本方程用于显示机器中流速和流体速度的变化。通常，该级的入口和出口以及整个压缩机的入口和出口的速度几乎相同，因此入口和出口的这一部分的动能增量可以忽略不计。同时，可以知道一些有用的能量，即静压头的增加，可以增加流体的压力，而另一部分是损失的能量，这是必须付出的。上述静压头和能量损失的增加引起流体温度(或焓)的增加，由此可知流体速度、压力和温度在机器中的变化规律。该阶段的各种能量损失包括流动损失、空气泄漏损失和摩擦损失。流体粘度是能量损失的根本原因。通常，流

10、动是湍流，相对粗糙度是恒定的，因此沿程摩擦损失与体积流量的平方成正比。分离损失在减速和增压通道中，靠近壁面的边界层容易增厚，甚至形成分离涡区和回流，导致分离损失，这往往比沿途的摩擦损失大得多。由于叶轮内的气流受到离心力的影响，能量不断增加，边界层的增厚没有固定部分严重，因此当气流偏离设计工作点时，叶轮的流动效率往往较高，冲击损失也较大。特别严重的是，叶片进口附近会有较大的膨胀角，这将导致分离损失，并显著增加能量损失。当调节离心式压缩机的运行条件时，流量小于等于i 0的设计流量，导致很大的分离损失。流速大于等于i 0的设计流速，导致相对较小的分离损失。垂直于主流方向的流动会导致二次流损失。科里奥

11、利力的影响和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量、降低叶片负荷、避免气流方向急转弯等措施来降低二次流损失。尾流在叶片后缘损失一定厚度，气流离开叶片通道后，流动面积突然扩大。此外，叶片两侧的边界会聚在后缘，导致许多涡流。主流驱动的低速尾流会造成尾流损失。用翼型叶片代替等厚度叶片或减薄等厚度叶片出口处的非工作面可以降低损失。事实上，这些损失并不是单独存在的，而是随着主流混合在一起而相互作用的。总流量损失只能通过具体的实验和经验来确定。有必要采取各种措施来减少流量损失。气体泄漏损失的原因是叶轮出口压力大于入口压力，级出口压力大于叶轮出口压力，叶轮两侧与固定部件之间的间隙会发生气体泄

12、漏，泄漏的气体会随主流流动，导致膨胀和压缩循环，每个循环都伴随着能量损失。这是不可逆转的。密封件的结构形式需要设置在固定件和轮罩、隔板和轴套上，以及整机轴的端部。整机轴端一般采用浮动环密封或干气密封，内部级采用迷宫密封(梳形密封)和锯齿形梳形密封。轮盖密封处的漏气损失导致叶轮消耗更多的机械功，这些机械功应包含在叶轮的总输出功中，因此必须单独计算。通常，膜片和轴套之间的漏气损失不单独计算，而只考虑固定部件的流量损失。当叶轮旋转时，轮盘、轮罩外侧和轮辋将与周围空气摩擦，导致车轮阻力损失。通过对等厚圆盘的分析和实验，结合旋转叶轮的实验数据，可以计算出叶轮阻力损失。多级压缩机采用多级串联和多缸串联的必

13、要性离心式压缩机的压比一般在3以上，有些高达150以上。与活塞式压缩机相比，离心式压缩机的单级压比较低，常用的后弯闭式叶轮仅为1.2-1.5。为了获得更高的压力比，离心式压缩机通常采用多级串联结构。对于单轴压缩机，考虑到结构的紧凑性和机器的安全可靠性，主轴不能太长，所以通常最多配备9个叶轮，即一台机器最多可以配备9级压缩机。对于要求高压力比或输送轻气体的机器，需要将两台或多台离心式压缩机串联成一个单元。新开发的离心式压缩机采用多轴多缸，可实现高压缩比和结构紧凑。在大型化工和石油化工厂使用，效果良好。降低功耗的子级和中间冷却与容积式压缩机一样，气流经过逐步压缩后温度会升高，但压缩高温气体会消耗更

14、多的功。为了降低气体温度和节省动力，离心式压缩机通常采用分段中间冷却结构来代替气缸冷却结构。中间冷却不仅可以考虑节约工作，还可以考虑以下因素：(1)压缩介质为易燃易爆气体的特点，该段出口温度应较低；对于在高温下会发生不必要的化学变化(如分解或化合)或对机器材料产生和加速腐蚀的气体，应增加冷却时间。根据用户对废气的要求，一些用户要求废气的温度高，以便于化学反应或燃烧，因此不需要采用中间冷却。或考虑压缩机的具体结构、冷却器的布置、输送冷却水的泵的功耗、设备成本和环境条件等，使冷却时间最小化。在确定了段数后，各段的最佳压力比可以根据总功耗最小的原则确定级数与叶轮周向速度和气体分子量的关系。在达到所需

15、压力比的条件下，需要尽可能减少级数，这可以通过提高叶轮的周向速度来实现，但周向速度的提高受到以下因素的限制：叶轮材料强度的限制、气流马赫数的限制、效率的降低、工作范围的缩小以及叶轮相对宽度的限制。当流量和转速不变时，需要增大叶轮直径以提高周向速度，这使得叶轮相对宽度过小，尤其是对于后级。导致效率下降的级数和气体分子量之间的关系影响马赫数。气体分子量越大(气体越重)，机器马赫数越高会降低级的性能和效率，从而限制圆周速度的增加。相反，如果压缩轻气体并增加圆周速度以减少级数，就不必担心马赫数对所需压缩功的影响。可变压缩功与气体的分子量和绝热指数有关，尤其是分子量的影响更大。压缩重气体所需的可变压缩功

16、很大，因此级数很小；相反，压缩轻气体时，可变压缩功很小，所以级数较多。功率和效率的计算离心式压缩机所需的轴功率为选择方案的计算和原动机的选择提供了依据。单级总功率消耗、功率和效率单级总功率消耗、总功率消耗和旋转叶轮消耗的功用于叶轮传递给气体的欧拉功，分为两个方面，即气体获得的理论能量、漏气损失和叶轮旋转引起的叶轮阻力损失。叶轮这一部分的总功耗(不可逆地转化为气体热量)为1千克气体的Ltot=Htot=(1 bl bdf )Hth，QM流量的NTOT=Qmtot=(1BLbdf)Qmhht。对于封闭的后曲面叶轮，通常bl BDF=0.020.04。下图将几个能量头与几个损失联系起来。htot、HL、hdf、hth、hhyd、hpol，能量头分布示意图，hpol阶段将气体压力从p0增加到p0所需的多变压缩功的比率，hs阶段将气体压力从p0增加到p0所需的等熵压缩功，以及ht阶段将气体压力从p0增加到p0所需的等温压缩功。多变能头系数是指多变能头与叶轮周向速度系数、多变效率、漏气损失系数和叶轮阻力损失系数之间的关系，多变能头与周向速度ypol=(1bl BDF)j2u HPL的平方之比。为了充分利用叶轮的周向速度，有必要尽可能提高周向速度系数和级效率。比较效率时，应注意：效率与流道的入口和出口