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過程流體機械 1 4 1離心壓縮機的典型結(jié)構(gòu)與工作原理 離心式壓縮機的發(fā)展狀況兩極化發(fā)展大型化 微型化多軸化發(fā)展較高壓級與較低壓級不同軸 2 高效化發(fā)展采用三元葉輪 浮環(huán)密封或干氣密封提高壓縮機的效率 3 離心壓縮機的典型結(jié)構(gòu)及特點離心壓縮機的典型結(jié)構(gòu)通過能量轉(zhuǎn)換 使氣體壓力提高的機器稱為壓縮機 4 用旋轉(zhuǎn)葉輪實現(xiàn)能量轉(zhuǎn)換 使氣體壓力主要沿徑向離心方向流動從而提高壓力的機器稱為離心壓縮機離心壓縮機出口的氣體壓力在200kPa以上 出口壓力低于這個值的旋轉(zhuǎn)葉輪式壓縮機成為通風機和鼓風機 5 6 級的典型結(jié)構(gòu) 7 級是離心壓縮機使氣體增壓的基本單元級分三種型式 首級 中間級 末級中間級由葉輪 擴壓器 彎道 回流器組成首級由吸氣管和中間級組成 8 末級由葉輪 擴壓器 排氣蝸室組成固定部件包括擴壓器 彎道 回流器及排氣蝸室等為了簡化研究 通常只分析與計算級中幾個特征截面上的氣流參數(shù)吸氣管進口截面葉輪進口截面 9 葉輪葉道進口截面葉輪出口界面擴壓器進口截面擴壓器出口 即彎道進口 截面彎道出口 即回流器進口 截面回流器出口截面本級出口 即下一級進口 截面排氣蝸室進口截面排氣蝸室出口 即末級出口或段出口 或整個機器出口 截面 10 離心葉輪的典型結(jié)構(gòu)葉輪是外界 原動機 傳遞給氣體能量的部件 是最重要的部件 11 閉式葉輪常見 它的漏氣小 性能好 效率高 但因輪蓋影響葉輪強度 使圓周速度受到限制 小于300 320m s半開式葉輪強度較高 圓周速度可達450 550m s 葉輪作功量大 單級增壓高 但效率較低 12 雙面進氣葉輪適應大流量 且葉輪軸向力本身得到平衡 13 葉片的彎曲形式和出口角 14 葉輪結(jié)構(gòu)型式通常還按葉片的彎曲形式和葉片出口角來區(qū)分后彎型葉輪通常被采用 它的級效率高 穩(wěn)定工作范圍寬前彎型葉輪由于氣流在這種葉道中流程短轉(zhuǎn)彎大 其級效率較低 穩(wěn)定工作范圍較窄 僅用于通風機 15 徑向葉輪級性能介于后彎型葉輪和前彎型葉輪之間 16 擴壓器的典型結(jié)構(gòu) 無葉擴壓器 17 葉片擴壓器 18 無葉擴壓器結(jié)構(gòu)簡單 級變工況的效率高 穩(wěn)定工作范圍寬 常采用葉片擴壓器由于葉片的導向作用 氣體流出擴壓器的路程短 擴壓器外徑不需太大 結(jié)構(gòu)較緊湊 但結(jié)構(gòu)復雜 變工況的效率較低 穩(wěn)定工作范圍較窄 19 彎道和回流器使氣流轉(zhuǎn)向以引導氣流無預旋的進入下一級 通常它們不再起降速增壓作用吸入室將進氣管道中的氣流吸入 并沿環(huán)形面積均勻地進入葉輪 20 排氣蝸殼將葉輪出口或擴壓器出口環(huán)形面積中的流體收集 導向進入排氣管道之中離心壓縮機的特點與往復活塞壓縮機比較優(yōu)點流量大進氣量可達6000m3 min以上 21 轉(zhuǎn)速高離心壓縮機轉(zhuǎn)子只作旋轉(zhuǎn)運動 幾乎沒有不平衡質(zhì)量 轉(zhuǎn)動慣量較小 運動件與靜止件保持一定間隙 因而轉(zhuǎn)速可以提高 轉(zhuǎn)速一般為5000 20000rpm結(jié)構(gòu)緊湊機組重量與占地面積比用同一流量的活塞壓縮機小得多 22 運轉(zhuǎn)可靠 維修費用低缺點單級壓力比不高高壓力比所需的級數(shù)比活塞式的多 目前排氣壓力在70MPa以上的 只能使用活塞壓縮機不能適用于太小的流量因為轉(zhuǎn)速高 流通截面積較大 23 由于離心壓縮機的優(yōu)點顯著 故現(xiàn)代大型化肥 乙烯 煉油 冶金 制氧 制藥等生產(chǎn)裝置中都采用了離心壓縮機 24 離心壓縮機作為一種高速旋轉(zhuǎn)機器 對材料 制造與裝配均有較高的要求 因而這種機器的造價較高 但它所創(chuàng)造的價值也是十分可觀的 25 離心壓縮機的基本工作原理連續(xù)方程基本表達式假定氣體作定常 穩(wěn)態(tài) 一元流動 則 26 在葉輪出口的表達式反映流量與葉輪幾何尺寸及氣流速度的相互關(guān)系 葉輪出口處的流量系數(shù) 葉輪出口處的通流系數(shù) 27 j2r的取值范圍徑向型葉輪 0 24 0 40后彎型葉輪 0 18 0 32強后彎型葉片 b2A 30 0 10 0 20 28 由于對于多級壓縮機同在一根軸上的各葉輪中的容積流量都要受到相同的質(zhì)量流量和統(tǒng)一轉(zhuǎn)速的制約 故 3 2 式常用來校核各級葉輪出口相對寬度的合理性 29 歐拉方程歐拉方程是用來計算原動機通過軸和葉輪將機械能轉(zhuǎn)換給流體的能量 故它是葉輪機械的基本方程 歐拉功 理論能量頭 30 方程的物理意義歐拉方程指出的是葉輪與流體之間的能量轉(zhuǎn)換關(guān)系只要已知葉輪進出口的流體速度 就可以計算出1kg流體與葉輪之間機械能轉(zhuǎn)換的大小 31 方程式用于任何氣體與液體只需將等式右邊各項的進出口符號調(diào)換一下 亦適用于葉輪式原動機如汽輪機 燃氣輪機等若氣體流入壓縮機的葉輪進口時無預旋 即c1u 0 如果葉片數(shù)無限多 則b2 b2A 32 然而 對有限葉片數(shù)的葉輪 由于其中的流體受哥氏慣性力的作用和流動復雜性的影響 出現(xiàn)軸向渦流等 使b2 b2A出口流體出現(xiàn)滑移 出口絕對速度切向分量難以確定 但是可用斯陀道拉公式計算 33 斯陀道拉公式滑移系數(shù) 34 對于閉式后彎葉輪 理論能量頭系數(shù) 周速系數(shù) 35 36 經(jīng)驗證實對于一般后彎型葉輪 斯陀道拉提出的公式計算結(jié)果與實驗結(jié)果較接近有限葉片數(shù)比無限葉片數(shù)的作工能力有所減少 這種減少并不意味著能量的損失 37 能量方程假定外界不傳遞熱量 q 0 38 能量方程的物理意義能量方程是既含機械能有含熱能的能量轉(zhuǎn)化與守恒方程方程對有粘無粘氣體都是適用的離心壓縮機不從外界吸收熱量 而由機殼向外散出的熱量與氣體的熱焓升高相比是很小的 故認為氣體在作絕熱流動 39 方程適用于壓縮機的一級 也適用于多級整機或其中任一通流部件對于葉輪 40 對于任一靜止部件 41 柏努利方程應用柏努利方程將流體所獲得的能量區(qū)分為有用能量和能量損失 并引入壓縮機中所關(guān)注的壓力參數(shù) 以顯示出壓力的增加 葉輪所作的機械功還可以與級內(nèi)表征流體壓力升高的靜壓能聯(lián)系起來 表達成通用的柏努利方程 42 對級內(nèi)流體而言有計入內(nèi)漏氣損失和輪阻損失 消耗的總功 總能量頭 級中總能量損失 43 柏努利方程的物理意義是能量轉(zhuǎn)化與守恒的一種表達式建立了機械能與氣體壓力 流速和能量損失之間的相互關(guān)系方程適用于一級 已適用于多級整機或其中任一通流部件 44 對于葉輪對于擴壓器 45 對于不可壓縮流體 密度為常數(shù) 46 壓縮過程與壓縮功氣體被壓縮時 每kg氣體所獲得的壓縮功稱為有效能量頭 對于多變壓縮功有 多變壓縮有效能量頭 簡稱多變能量頭 47 能量頭系數(shù)ypol能量頭與圓周速度的平方之比稱為能量頭系數(shù) 表示葉輪圓周速度用來提高氣體壓力比的能量利用程度 48 將基本方程相關(guān)聯(lián) 就可知流量和流體速度在機器中的變化 而通常無論是級的進出口 還是整個壓縮機的進出口 其速度幾乎相同 故這部分進出口的動能增量可忽略不計 同時還可獲知由原動機通過軸和葉輪傳遞給流體的機械 49 能有一部分有用能量即靜壓頭的增加 使流體的壓力得以提高 而另一部分是損失的能量 它是必須付出的代價 上述靜壓能頭增量和能量損失兩者造成流體溫度 或焓 的增加 于是可知流體在機器內(nèi)的速度 壓力 溫度的變化規(guī)律 50 級內(nèi)的各種能量損失包括級內(nèi)的流動損失 漏氣損失和輪阻損失級內(nèi)的流動損失摩阻損失流體粘性是產(chǎn)生能量損失的根本原因 51 通常流動是湍流 相對粗糙度一定 l也一定 從而有沿程摩阻損失與體積流量的平方成正比 52 分離損失在減速增壓的通道中 近壁邊界層容易增厚 甚至形成分離漩渦區(qū)和倒流 產(chǎn)生分離損失 分離損失往往比沿程摩阻損失大得多 53 54 55 由于葉輪中的氣流受離心力的影響 并有能量的不斷加入 其邊界層的增厚不像固定部件中那樣嚴重 所以葉輪的流動效率往往是較高的 56 沖擊損失當流量偏離設計工況點時 其葉輪和葉片擴壓器的進氣沖角i b1A b1 0 于是氣流對葉片造成沖擊損失 尤為嚴重的是在葉片進口附近還會產(chǎn)生較大的擴張角 造成分離損失 導致能量損失顯著增加 57 58 59 60 在調(diào)節(jié)離心壓縮機運行工況時 流量小于設計流量相當于i 0 造成很大的分離損失流量大于設計流量相當于i 0 造成的分離損失相對較小些 61 二次流損失與主流方向相垂直的流動造成二次流損失 哥氏力的影響 葉片工作面與非工作面壓差的影響 可采取適當增加葉片數(shù) 減輕葉片負荷 避免氣流方向的急劇轉(zhuǎn)彎等措施 可減少二次流損失 62 63 64 尾跡損失葉片尾緣由一定的厚度 氣流出葉道后通流面積突然擴大 另外葉片兩側(cè)的邊界在尾緣匯合 造成許多漩渦 主流帶動低速尾跡渦流均會造成尾跡損失 采用翼型葉片代替等厚度葉片 或?qū)⒌群穸热~片出口非工作面削薄 可以減小該損失 65 事實上這些損失并非單獨存在 往往隨著主流混在一起相互作用相互影響 總的流動損失只能靠具體的實驗和經(jīng)驗來確定采取各種措施 盡量減少流動損失 是節(jié)能所必須做好的工作 66 漏氣損失產(chǎn)生漏氣損失的原因由于葉輪出口壓力大于進口壓力 級出口壓力大于葉輪出口壓力 在葉輪兩側(cè)與固定件之間的間隙中會漏氣 而所漏氣體又隨主流流動 造成膨脹與壓縮循環(huán) 每次循環(huán)都伴隨能量損失 且是不可逆的 67 68 密封件的結(jié)構(gòu)形式在固定部件與輪蓋 隔板與軸套 以及整機軸的端部需要設置密封件一般整機軸端部的密封采用浮環(huán)密封或干氣密封 內(nèi)部級采用迷宮密封 梳齒式密封 69 曲折形梳齒密封 70 71 72 73 74 輪蓋密封處的漏氣損失輪蓋密封處的漏氣能量損失使葉輪多消耗機械功 它應包括在葉輪所輸出的總功之內(nèi) 所以必須單獨計算 而通常隔板與軸套之間的漏氣損失不單獨計算 只考慮在固定部件的流動損失之中 75 輪阻損失葉輪旋轉(zhuǎn)時 輪盤 輪蓋外側(cè)和輪緣要與周圍的空氣發(fā)生摩擦 從而產(chǎn)生輪阻損失 輪阻損失可借助等厚度圓盤分析和實驗 以及旋轉(zhuǎn)葉輪的實驗數(shù)據(jù)進行計算 76 多級壓縮機采用多級串聯(lián)和多缸串聯(lián)的必要性離心壓縮機的壓力比一般在3以上 有的高達150以上與活塞壓縮機相比 離心壓縮機的單級壓力比要低一些 常用的后彎閉式葉輪僅為1 2 1 5 77 為了達到較高的壓力比 一般離心壓縮機多為多級串聯(lián)式的結(jié)構(gòu) 對于單軸壓縮機 考慮到結(jié)構(gòu)的緊湊型與機器的安全可靠性 一般主軸不能過長 故通常最多裝9個葉輪 即一臺機器最多為9級壓縮機 78 79 80 對于要求高增壓比或輸送輕氣體的機器需要兩缸或多缸離心壓縮機串聯(lián)起來形成機組 最新發(fā)展的離心壓縮機采用多軸多缸型式 可以達到很高的壓力比 而且結(jié)構(gòu)緊湊 在大型化工 石油化工廠使用 效果很好 81 82 83 分段與中間冷卻以減少功耗與容積式壓縮機一樣 氣流經(jīng)逐級壓縮后溫度不斷升高 而壓縮溫度高的氣體要多耗功 為了降低氣體的溫度 節(jié)省功率 在離心壓縮機中 往往采用分段中間冷卻的結(jié)構(gòu) 而不采用汽缸冷卻結(jié)構(gòu) 84 中間冷卻不能只考慮省功 還要考慮下列因素 被壓縮介質(zhì)的特性對于易燃易爆的氣體 則段的出口溫度宜低一些 對于在高溫下會發(fā)生不必要的分解或化合等化學變化 或會產(chǎn)生并加速對機器材料腐蝕的氣體 冷卻次數(shù)應增加一些 85 根據(jù)用戶對排氣的要求有的用戶要求排出的氣體溫度高 以利于化學反應或燃燒 則不必采用中間冷卻 或盡量減少冷卻次數(shù)考慮壓縮機的具體結(jié)構(gòu) 冷卻器的布置 輸送冷卻水的泵耗功 設備成本與環(huán)境條件等綜合因素 86 段數(shù)確定后 每一段的最佳壓力比可根據(jù)總耗功最小的原則來確定級數(shù)與葉輪圓周速度和氣體分子量的關(guān)系級數(shù)與葉輪圓周速度的關(guān)系 87 為使機器結(jié)構(gòu)緊湊 減少零部件 降低制造成本 在達到所需壓力比條件下要求盡量減少級數(shù) 可通過提高葉輪圓周速度來實現(xiàn) 但圓周速度的提高受到以下因素限制 葉輪材料強度的限制氣流馬赫數(shù)的限制馬赫數(shù)的升高會引起效率下降 工況范圍窄 88 葉輪相對寬度的限制當流量與轉(zhuǎn)速一定時 提高圓周速度需增加葉輪直徑 這回使葉輪相對寬度變得太小 特別對于后幾級 造成效率下降級數(shù)與氣體分子量的關(guān)系氣體分子量對馬赫數(shù)的影響氣體分子量越大 越重氣體 機器馬赫數(shù)越大 會降低級性能和效率 從而限制了圓周速度提高 89 反之 若壓縮輕氣體 提高圓周速度以降低級數(shù)時 可不必擔心馬赫數(shù)的影響氣體分子量對所需壓縮功的影響多變壓縮功的大小與氣體分子量和絕熱指數(shù)有關(guān) 特別是分子量的大小影響更大 壓縮重氣體時所需的多變壓縮功較大 故級數(shù)就少 反之 壓縮輕氣體時所需多變壓縮功較小 故級數(shù)就要多 90 功率與效率計算離心壓縮機所需的軸功率為選型方案計算和選擇原動機提供依據(jù) 單級總耗功 功率和效率單級總耗功 總功率 91 旋轉(zhuǎn)葉輪所消耗的功用于兩方面葉輪傳遞給氣體的歐拉功 即氣體所獲得的理論能量頭葉輪旋轉(zhuǎn)時所產(chǎn)生的漏氣損失和輪阻損失 這部分耗功不可逆的轉(zhuǎn)化為氣體的熱量葉輪對1kg氣體的總耗功為Ltot Htot 1 bl bdf Hth 92 流量為qm的總功率為Ntot qmHtot 1 bl bdf qmHth對于閉式后彎型葉輪而言 一般bl bdf 0 02 0 04下圖將幾種能量頭與幾種損失聯(lián)系起來 93 Htot Hl Hdf Hth Hhyd Hpol 能量頭分配示意圖 94 級效率多變效率 hpol 級中氣體壓力由p0升高到p0 所需的多變壓縮功與實際總耗功之比等熵效率 hs 級中氣體壓力由p0升高到p0 所需的等熵壓縮功與實際總耗功之比等溫效率 ht 級中氣體壓力由p0升高到p0 所需的等溫壓縮功與實際總耗功之比 95 多變能量頭系數(shù)指多變能量頭與圓周速度的平方之比ypol 1 bl bdf j2uhpol多變能量頭與葉輪的周速系數(shù) 多變效率 漏氣損失系數(shù)和輪阻損失系數(shù)的相互關(guān)系 若要充分利用葉輪的圓周速度 就要盡可能的提高周速系數(shù)和級效率 96 比較效率高低時應注意 效率與所指的通流部件的進出口有關(guān)效率與特定的氣體壓縮熱力過程有關(guān)效率與運行工況點有關(guān) 通常指的是設計工況點的最佳效率通常較多使用的是級的多變效率 由實驗獲得 97 對于具有閉式后彎型葉輪 無葉擴壓器的級 多變效率為0 025 b2 D2 0 065hpol 0 70 0 80小流量或末幾級 b2 D20 065hpol 0 65 0 75 98 多級離心壓縮機的功率和效率多級離心壓縮機的內(nèi)功率多級離心壓縮機的內(nèi)功率 Ni 可表示為諸級總功率之和多級離心壓縮機的效率多級離心壓縮機的效率通常指內(nèi)效率 而內(nèi)效率是各級效率的平均值 對于帶有中間冷卻的機器有時還用等溫效率 99 機械損失 機械效率和軸功率機械損失 指不是在壓縮機通流部件內(nèi) 而是在軸承 密封 聯(lián)軸器以及齒輪箱中所引起的機械摩擦損失軸功率 Nz 原動機所傳給壓縮機軸端的功率機械效率 hm 多級離心壓縮機的內(nèi)功率與軸功率之比 100 機械效率的選取Ni 2000kWhm 97 98 Ni 1000 2000kWhm 96 97 Ni 1000kWhm 96 101 原動機的輸出功率壓縮機的軸功率為選取原動機提供了依據(jù) 考慮到以上軸功率的計算是按設計工況進行的 當運行中流量增大時 往往所需的軸功率有所增加 并考慮到機器的安全耐用 原動機不應在額定功率下長期使用 故所選取原動機的額定功率一般為Ne 1 3Nz 102 三元葉輪的應用現(xiàn)代工業(yè)對離心壓縮機的要求能進一步增大流量提高效率盡可能的提高單級壓力比具有較寬的便工況范圍 103 流量增大葉輪出口的相對寬度b2 D2將超過0 065達到0 1甚至更大 致使葉輪中的氣流參數(shù)原來的不均勻性更加顯著 導致更大的損失 葉片只彎不扭的常規(guī)葉輪結(jié)構(gòu)已經(jīng)不適用 必須按三元流動理論設計出既彎又扭的三元葉輪 104 三元葉輪才能適應氣流參數(shù) 如速度 壓力等 在葉道各個空間點上的不同 并使其既能滿足大流量 高的級壓力比 又具有高的效率和較寬的變工況范圍 105 106 107 108 4 2性能 調(diào)節(jié)與控制 p95 離心壓縮機的性能性能曲線 最佳工況點與穩(wěn)定工作范圍性能曲線 特性曲線 109 離心壓縮機的工作特性可簡要表示為 在一定轉(zhuǎn)速和進口條件下的壓力比e 或出口壓力 與流量 效率與流量的性能曲線壓縮機性能曲線的形狀是由機器內(nèi)部氣體流動的規(guī)律決定的 難以用公式計算出 一般由實驗得到 110 111 112 113 最佳工況點通常將曲線上的效率最高點成為最佳工況點從節(jié)能的觀點出發(fā) 要求選用機器時 盡量使機器運行工況在最佳工況點上或盡量靠近最佳工況點 以減少能量的消耗與浪費 114 穩(wěn)定工作范圍壓縮機性能曲線的左邊受到喘振工況的限制 右邊受到堵塞工況的限制 在兩個工況之間的區(qū)域稱為壓縮機的穩(wěn)定工作范圍離心壓縮機變工況穩(wěn)定工作范圍越寬越好 115 壓縮機的喘振與堵塞壓縮機喘振的機理旋轉(zhuǎn)脫離當壓縮機流量減少至某一值時 葉道進口正沖角很大 致使葉片非工作面上的氣流邊界層嚴重分離 并沿葉道擴張開來 但由于個葉片制造與安裝不盡相同 又由于來流的不均勻性 使氣流脫 116 離往往在一個或幾個葉片上首先發(fā)生 造成葉道有效通道面積大大減小 從而使原來要流過該葉道的氣流相當多地流向相鄰的兩個葉道 促使與轉(zhuǎn)向相反方向的葉道相繼發(fā)生嚴重脫離 依次類推 造成脫離區(qū)朝葉輪旋轉(zhuǎn)的反方向以w 轉(zhuǎn)動 由實驗可知w w 故從絕對坐標系觀察脫離區(qū)與葉輪同向旋轉(zhuǎn) 117 118 旋轉(zhuǎn)脫離區(qū)有時可能同時在某幾個葉道中出現(xiàn) 形成數(shù)個脫離團 葉片擴壓器中同樣存在旋轉(zhuǎn)脫離 而且旋轉(zhuǎn)脫離往往是首先在葉片擴壓器中出現(xiàn) 119 旋轉(zhuǎn)脫離使氣流產(chǎn)生流速 壓力等參數(shù)的周向脈動 氣脈動幅值小 頻率高 對葉片產(chǎn)生周期性的交變作用力 若該交變作用力的頻率與葉片的固有頻率相近 有可能造成葉片共振遭到破壞 120 壓縮機的喘振當壓縮機的流量進一步減小時 葉道中的若干脫離團會聯(lián)在一起成為大的脫離團 占據(jù)大部分葉道 這時氣流受到嚴重阻塞 致使壓縮機性能曲線中斷與突降 葉輪雖仍然旋轉(zhuǎn)對氣流做功 但已不能提高氣體的壓力 于是壓縮機出口壓力顯著下降 由于管網(wǎng)的壓力不可能很快下降 于是 121 其壓力會大于壓縮機出口壓力 使氣流倒流進壓縮機內(nèi) 并使氣體沖出壓縮機的進口 直到管網(wǎng)中的壓力下降至壓縮機出口壓力 這時倒流停止 氣流又在旋轉(zhuǎn)葉輪的作用下正向流動 提高壓力 并向管網(wǎng)供氣 隨之壓縮機流量又增大 如此反復正流 倒流 使整個系統(tǒng)發(fā)生周期性的低頻大振幅的周向氣流振蕩現(xiàn)象 122 實驗表明 管網(wǎng)容積越大 喘振頻率越低 而振幅越大 反之亦然旋轉(zhuǎn)脫離是喘振的前奏 而喘振是旋轉(zhuǎn)脫離進一步惡化的結(jié)果 發(fā)生喘振的內(nèi)在因素是葉道中充滿了氣流的脫離 外在條件與管網(wǎng)的容積和管網(wǎng)的特性曲線有關(guān) 123 喘振的危害喘振造成的后果是很嚴重的 它不僅是壓縮機的性能惡化 壓力和效率顯著降低 機器出現(xiàn)異常的噪聲 吼叫和爆音 而且使機器出現(xiàn)強烈地振動 致使機器的軸承 密封遭到破壞 甚至發(fā)生轉(zhuǎn)子和固定部件的碰撞 造成機器的破壞 喘振還會造成管網(wǎng)的破壞 124 防止喘振的措施一旦發(fā)生喘振 應立即采取措施消除或停機操作者應具備標注喘振線的壓縮機性能曲線 隨時了解壓縮機工況點所處的位置降低運行轉(zhuǎn)速 可使流量減小而不至于進入喘振狀態(tài) 但出口壓力隨之降低 125 在首級或各級設置導葉轉(zhuǎn)動機構(gòu)以調(diào)節(jié)導葉角度 是流量減小時的進氣沖角不至于太大 從而避免發(fā)生喘振在壓縮機出口設置旁通管道 如生產(chǎn)中必須減少流量時 讓壓縮機出口多余的氣體放空 或經(jīng)降壓后仍回到進氣管 126 在壓縮機進口安裝溫度 流量監(jiān)測儀表 出口安裝壓力監(jiān)視儀表 一旦出現(xiàn)異?；虼窦皶r報警 最好還能與防喘振控制操作聯(lián)動或與緊急停車聯(lián)動運行操作人員應了解壓縮機的工作原理 隨時注意及其所在工況位置 熟悉各種監(jiān)測系統(tǒng)和調(diào)節(jié)控制系統(tǒng)的操作 盡量使機器不致進入喘振狀態(tài) 127 壓縮機的堵塞工況當流量不斷增大時 氣流產(chǎn)生較大的負沖角 使葉片工作面上發(fā)生分離 當流量達到最大值時 葉輪做的功全變?yōu)槟芰繐p失 壓力不再升高 甚至可能是葉道中的流動變?yōu)槭諗啃再|(zhì) 或者流道最小截面處出現(xiàn)了聲速 這時壓縮機達到堵塞工況 128 如果壓縮機達到堵塞工況 則其氣流壓力得不到提高 流量也不可能再增大了 故壓縮機性能曲線的右邊受到堵塞工況的限制 129 級與多級壓縮機的性能曲線形狀基本一樣 但由于受逐級氣流密度變化的影響 級數(shù)愈多 壓縮機性能曲線愈陡 喘振流量愈大 堵塞流量愈小 其穩(wěn)定工作范圍就愈窄 就壓縮機的性能好壞而言 其最佳效率愈高 效率曲線愈平坦 穩(wěn)定工作范圍愈寬 性能愈好 130 壓縮機與管網(wǎng)聯(lián)合工作管網(wǎng)特性曲線 131 壓縮機與管網(wǎng)聯(lián)合工作 132 133 平衡工況的穩(wěn)定性 134 壓縮機的串聯(lián)與并聯(lián)壓縮機串聯(lián)工作可增大氣流的排出壓力壓縮機并聯(lián)工作可增大氣流的輸送流量 135 并聯(lián)不當 136 壓縮機的各種調(diào)節(jié)方法及其特點在實際運行中 為了滿足用戶對輸送氣流的流量或壓力增減的需要 就必須設法改變壓縮機的運行工況點 實施改變壓縮機運行工況點的操作稱為調(diào)節(jié) 137 壓縮機出口節(jié)流調(diào)節(jié)調(diào)節(jié)壓縮機出口管道中的節(jié)流閥門開度是一種最簡單的調(diào)節(jié)方法特點不改變壓縮機的特性曲線 僅改變管網(wǎng)阻力特性曲線減小閥門開度 可減小流量 反之亦然 138 閥門關(guān)小 使管網(wǎng)阻力增大 其壓力損失主要消耗在閥門引起的附加局部損失上 使整個系統(tǒng)的效率有所下降此法簡單易行 操作方便 139 壓縮機進口節(jié)流調(diào)節(jié)調(diào)節(jié)壓縮機進口管道中閥門開度是一種簡便且可節(jié)省功率的調(diào)節(jié)方法改變進氣管道中的閥門開度 可以改變壓縮機性能曲線的位置 從而達到改變輸送氣流的流量或壓力的目的 140 特點由于進氣節(jié)流可使壓縮機進氣的壓力減小 密度相應地減小 從而使理論能量頭 漏氣系數(shù)和輪阻系數(shù)都有所減少 結(jié)果使功耗有所減小可使壓縮機的性能曲線向小流量方向移動 因而能在更小流量下穩(wěn)定地工作 而不致發(fā)生喘振 141 節(jié)流阻力帶來一定的壓力損失并使排氣壓力降低為使壓縮機進口流場均勻 要求閥門與壓縮機進口之間設有足夠長的平直管道進氣節(jié)流是一種廣泛采用的調(diào)節(jié)方法 142 采用可轉(zhuǎn)動的進口導葉調(diào)節(jié)又稱進氣預旋調(diào)節(jié)在葉輪之前設置進口導葉 并用專門機構(gòu)使各個葉片繞自身的軸轉(zhuǎn)動 從而改變導向葉片的角度 可使葉輪進口氣流產(chǎn)生預旋 143 若要使氣流預旋與葉輪旋轉(zhuǎn)方向一致 則c1u 0 稱為正預旋 反之 c1u 0 稱為負預旋 理論能量頭隨正預旋而減小 隨負預旋而增大 且與葉輪直徑比的平方有關(guān)實驗結(jié)果表明 負預旋角增大時 壓縮機性能曲線向右上方移動 但其效率曲線變化不大 144 進氣預旋調(diào)節(jié)比進口出口節(jié)流調(diào)節(jié)的經(jīng)濟性好 但可轉(zhuǎn)動導葉的機構(gòu)比較復雜 故在離心壓縮機中實際采用得不多 而在軸流壓縮機中廣泛采用 145 采用可轉(zhuǎn)動的擴壓器葉片調(diào)節(jié)具有葉片擴壓器的離心壓縮機 其性能曲線較陡 且當流量減小時 往往首先在葉片擴壓器出現(xiàn)嚴重分離導致喘振 但如能改變擴壓器葉片的進口角以適應來流角 則可避免上述缺點 從而擴大穩(wěn)定工況范圍 146 147 減小葉片的進口角可使性能曲線向小流量區(qū)大幅平移 使喘振流量大為減小 而同時壓力和效率變化很小這種調(diào)節(jié)方式能很好地滿足流量調(diào)節(jié)的要求 但改變出口壓力的作用很小 這種調(diào)節(jié)機構(gòu)相當復雜因而較少采用 148 改變壓縮機轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)如原動機可改變轉(zhuǎn)速 則調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速的方法可改變壓縮機性能曲線的位置 轉(zhuǎn)速減小性能曲線向左下方移動可以按用戶要求 在出口壓力不變的條件下改變流量也可以按用戶要求 在流量不變的條件下改變出口壓力 149 150 151 轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)其壓力和流量的變化都較大 從而可顯著擴大穩(wěn)定工況區(qū) 且并不引起其他附加損失 亦不附加其他結(jié)構(gòu) 因此是一種經(jīng)濟簡便的方法切割葉輪外徑與減小轉(zhuǎn)速有大體相同的性能曲線變化 但它是不可逆的 在不得已時采用 152 三種調(diào)節(jié)方法的經(jīng)濟性比較及聯(lián)合采用兩種調(diào)節(jié)比較進口節(jié)流 進氣預旋和改變轉(zhuǎn)速的經(jīng)濟性改變轉(zhuǎn)速經(jīng)濟性最佳進氣預旋經(jīng)濟性次之 153 目前大型離心壓縮機大都用汽輪機驅(qū)動 它可無級變速 對性能調(diào)節(jié)十分有利如有可能 也可以同時采用兩種調(diào)節(jié)方法 以取長補短 調(diào)節(jié)效果更佳 下圖為同時采用改變轉(zhuǎn)速與改變擴壓器角度聯(lián)合調(diào)節(jié)的性能曲線變化情況 154 155 附屬系統(tǒng)輸送氣體的管網(wǎng)系統(tǒng)增 減 速設備油路系統(tǒng)包括潤滑 密封油路系統(tǒng) 156 157 水路系統(tǒng)檢測系統(tǒng) 158 壓縮機的控制用于調(diào)節(jié)或穩(wěn)定操作自動控制系統(tǒng)用于機器的啟動 停車 原動機的變轉(zhuǎn)速 壓縮機工況點保持穩(wěn)定或變工況調(diào)節(jié) 以使壓縮機盡量處于最佳工作狀態(tài) 159 用于保證機器安全自動控制系統(tǒng)還與各檢測系統(tǒng)和在線實時故障診斷系統(tǒng)連鎖控制 實現(xiàn)緊急 快速 自動停車 以確保機器的安全 160 4 3安全可靠性 離心壓縮機屬于高速旋轉(zhuǎn)機械 涉及到 部件的強度部件的剛度轉(zhuǎn)子動力學振動學 161 葉輪強度由于離心葉輪高轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生的離心力及與軸過盈配合所產(chǎn)生的壓緊力等 會使葉輪內(nèi)部產(chǎn)生很大的應力 為保證安全運轉(zhuǎn) 需要進行葉輪強度計算 162 轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速若轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)的角速度與轉(zhuǎn)子彎曲振動的固有圓周頻率相重合 則轉(zhuǎn)子發(fā)生的強烈共振會導致轉(zhuǎn)子的破壞 此時對應的轉(zhuǎn)速稱為轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速 一旦轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速遠離臨界轉(zhuǎn)速 則轉(zhuǎn)子運行平穩(wěn) 163 為了確保機器的安全運轉(zhuǎn) 要求轉(zhuǎn)子的工作轉(zhuǎn)速遠離第1 2階臨界轉(zhuǎn)速 其校核條件是對于剛性轉(zhuǎn)子n 0 75nc1對于柔性轉(zhuǎn)子1 3nc1 n 0 7nc2 164 軸向推力的平衡轉(zhuǎn)子承受的軸向力流體作用在葉輪上的軸向力由兩部分組成 由葉輪兩側(cè)的流體壓力不相等引起由流經(jīng)葉輪的流體軸向分動量的變化產(chǎn)生 165 166 流體作用在各個葉輪上的軸向力之和就是轉(zhuǎn)子承受的軸向推力 為防止轉(zhuǎn)子在軸向推力的作用下軸向移動 要安裝推力軸承 如果軸向力過大 必須設法把大部分軸向力平衡掉 以保證推力軸承工作的可靠性 167 168 軸向推力的幾種平衡措施葉輪對排葉輪順排不能抵消軸向力葉輪對排可以抵消大部分軸向力對排對高壓壓縮機更為適用 但轉(zhuǎn)子的軸向尺寸有所增加 會降低轉(zhuǎn)子的1階臨界轉(zhuǎn)速 169 170 葉輪背面加筋在輪盤背面加幾條徑向筋片 相當于增加一個半開式葉輪 以降低靠內(nèi)徑處的壓力 故可使葉輪的軸向力有所減少 見圖 這種措施對流體密度大的高壓壓縮機減小葉輪軸向力十分有效 171 172 采用平衡盤 平衡活塞 在末級葉輪之后的軸上安裝一個平衡盤 見圖 并使平衡盤的另一側(cè)與吸氣管相通 靠近平衡盤端面安裝迷宮密封 這樣可以使轉(zhuǎn)子上的軸向力大部分被平衡掉上述三種措施中 采用最多的是平衡盤 173 174 抑制軸承 自學 軸端密封為防止軸端尤其是與原動機連接端 軸與固定件之間間隙中的氣體向外泄漏 需要專門設置軸端密封 175 對于高壓氣體 貴重氣體 易燃易爆氣體和有毒氣體等更應嚴防漏氣迷宮密封可以作為軸端密封使用 但只能用于允許有少量氣體泄漏的機器中 對于嚴防軸端氣體泄漏的情況 迷宮密封只能作為輔助密封 176 機械密封機械密封又稱端面接觸式密封特點線速度可達70m s 且使用壽命長 端面接觸式密封可達三年 177 178 液膜密封液膜密封是在密封間隙中沖注帶壓液體 以阻滯被封介質(zhì)泄漏 由于它將固體間的摩擦轉(zhuǎn)化為液體摩擦 故又稱為非接觸式密封 又由于密封間隙中還設置了可以浮動的環(huán)以減小密封間隙 從而減小帶壓液體的用量 故又稱為浮環(huán)密封 179 180 在正常工作情況下 浮動環(huán)與軸不會發(fā)生接觸摩擦 故運行平穩(wěn)安全 使用壽命長 并特別適合于大壓差 高轉(zhuǎn)速的場合在離心壓縮機等高速葉輪機械中 這種液膜浮動環(huán)密封裝置得到了廣泛的應用 181 干氣密封干氣密封始用于上世紀90年代 是一種新型軸端密封 其結(jié)構(gòu)與機械密封相似 但有一個端面開有槽 工作時兩端面在氣壓的作用下自動分開 并保持一定的動態(tài)間隙 故也屬于非接觸式密封 182 與液膜密封不同 干氣密封采用氣膜密封 這樣既節(jié)省了密封油系統(tǒng) 從而節(jié)省了占地 維護和能耗 又使工作介質(zhì)不被油污染 特點干氣密封結(jié)構(gòu)簡單 工作可靠 泄漏量甚微 省去了密封油系統(tǒng) 183 但它們對密封氣的要求較高 如果密封氣不潔凈 帶有油滴或顆粒 都會使干氣密封失效或者損壞目前國內(nèi)使用的干氣密封最高壓力可達30MPa 壽命可達8年 184 離心壓縮機機械故障診斷 自學 185 4 4透平壓縮機選型 p125 選型的基本原則提出產(chǎn)品應達到的技術(shù)指標性能指標流量指質(zhì)量流量或容積流量 進口容積流量須注明進口氣體狀態(tài) 186 標準容積流量是指在氣體壓力為101 325kPa 溫度為0 C狀態(tài)下的容積流量壓力比壓縮機出口法蘭處的壓力與進口法蘭處的壓力之比效率 應指明效率的定義和要求的數(shù)值功率 可指出具體數(shù)值或計算 187 提出變工況穩(wěn)定工作的適用范圍 說明其定義 也可以再提出大流量和小流量各占的比例明確經(jīng)常運行的工況點離心壓縮機是僅按一個工況點的性能參數(shù)進行設計與制造的 該工況點一般是最佳工況點即最高效率點 188 如果擔心壓力比和流量達不到性能參數(shù)所規(guī)定的要求 可適當增加一個余量 流量多加1 5 流量大 壓力比小的壓縮機選取小的數(shù)值 反之 取大值進出口壓力升多加2 6 壓力升較大的選取小的數(shù)值 反之 選取大的數(shù)值 189 安全指標材料強度允許的動不平衡殘量1 2階臨界轉(zhuǎn)速主要零部件的裝配尺寸及其公差機器運行的振動值機器允許的振動值是主要的安全指標 190 提出產(chǎn)品的經(jīng)濟指標產(chǎn)品價格離心壓縮機的價格十分昂貴 合理的價格是重要的考慮因素 但產(chǎn)品的質(zhì)量 滿足使用工況要求的程度 效率 安全可靠性 壽命 尤為重要 要統(tǒng)籌兼顧離心壓縮機的質(zhì)量與價格 191 供貨時間離心壓縮機多為單臺或小批量生產(chǎn) 生產(chǎn)廠商往往不能在短時間內(nèi)立刻供貨 可根據(jù)工廠建設速度決定供貨時間 推遲交貨會影響開工生產(chǎn)日期 提早交貨 貨到后不能及時啟用 會浪費保修期 造成不必要的損失 192 使用壽命使用壽命的提出取決于壓縮機的更新?lián)Q代周期和所處的工藝流程的有效期選擇適當?shù)膲勖鼤?jīng)濟合算 因此 使用壽命不必要求過長 否則機器的價格就會抬高 193 選用性能調(diào)節(jié)方式在實際生產(chǎn)過程中往往會由于生產(chǎn)上的工藝要求 需要改變壓縮機的近氣流量和排氣壓力 這就需要調(diào)節(jié)壓縮機以改變運行工況點當生產(chǎn)工藝要求窄的變工況范圍時 可采用閥門調(diào)節(jié) 訂貨時不提調(diào)節(jié)方式的要求 194 當生產(chǎn)工藝要求寬的變工況范圍時 可選用變轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)或進氣導葉調(diào)節(jié)等調(diào)節(jié)方式 相應地要求原動機可變轉(zhuǎn)速 或者增加進氣導葉可調(diào)輔助裝置等 在選型訂貨時也要予以確定 195 提出必須配備的設備儀表在選型訂貨時必須確定附屬系統(tǒng)的供貨范圍 如冷卻器 油站 測量儀器和控制系統(tǒng)等 需要制造廠家提供的 在訂貨時一定要提出來 196 其他事項由于壓縮機往往是單臺或小批量生產(chǎn) 用戶可提出各種具體的要求 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)向進排氣管的方位機器的高度隨機備件 專用工具及其數(shù)量 197 選型分類按氣體流量與壓力選型各類壓縮機的流量與壓力適用范圍容積式壓縮機適用于小流量 其中活塞壓縮機的排氣壓力很高透平式壓縮機適用于大流量 其中離心壓縮機的排氣壓力較高 198 199 按流量選型流量的大小是與機器類型和結(jié)構(gòu)的相對尺寸有關(guān)的相對概念較小流量選用窄葉輪的離心壓縮機 如果流量再小 選用容積式在流量約為50 5 103m3 min選用離心壓縮機比較合適較大流量的壓縮機或級 可選用雙面進氣的葉輪 200 若流量更大 約在1 20 103m3 min 而排氣壓力不高 約1MPa或壓力比約在10以下 可選用軸流式壓縮機按壓力選型按排氣壓力的大小選型 相對于進口為一個大氣壓的空氣而言 選用 壓縮機排氣壓力在0 2MPa以上 201 鼓風機排氣壓力在0 115 0 2MPa通風機排氣壓力在0 115MPa以下 表壓在1500mmH2O以下 鼓風機 通風機大多為離心式的 少部分為軸流式的 其工作原理 結(jié)構(gòu)形式等與壓縮機類同 不作專門介紹 202 軸流式與離心式壓縮機的性能比較軸流式壓縮機適用于更大的流量葉輪進口流通面積較大 流速也比較大軸流式的級壓力比較低其級中獲得的能量比較少 故有效壓縮功小 即壓力比較低 203 軸流壓縮機的效率高氣流流經(jīng)軸流級動葉柵的流線彎曲小 路程短 另外葉片為流線型機翼葉片 流動損失較小軸流壓縮機的變工況特性較差氣流流量的增減對內(nèi)部正負沖角的增大影響較大 使級壓力比變化較劇 性能曲線較陡 效率曲線左右下降得較厲害 適應性差 204 205 軸流式壓縮機適用于流量大 壓力比不太高的場合 其效率很高 可達90 節(jié)能顯著 因此 近期也在我國民用工業(yè)如發(fā)電 冶金 煉油 化工等領(lǐng)域中被選用 206 按工作介質(zhì)選型按輕氣體與重氣體選型由于壓縮功與氣體常數(shù)R成正比 而R與氣體的相對分子量成反比 故壓縮較輕氣體所消耗的有效壓縮功較大 因而選用的壓縮機級數(shù)會比較多 因此必須選用葉輪材質(zhì)優(yōu)良圓周速度較高 葉片出口角較大 葉片數(shù)較多的葉輪 提高壓力比以降低級數(shù) 207 而壓縮重氣體所需的壓縮功就小 則可選用較少的級數(shù) 甚至選用單級離心壓縮機在選型或設計時 不應使圓周速度過大 圓周速度越大 馬赫數(shù)就越大 效率越低 變工況范圍越小 208 按工作介質(zhì)的性質(zhì)和排氣壓力選型如果工作介質(zhì)有毒 易燃 易爆 貴重 并且排氣壓力很高 則應選用密封性能很好的壓縮機 允許的泄漏量極小 甚至不允許泄漏另外 為了安全起見 對溫度的提高要有所限制 可選用帶有中間冷卻器的壓縮機 209 按氣固 氣液兩相介質(zhì)選型若氣體中含有固體顆粒或液滴 應根據(jù)氣體中所含固體顆?；蛞旱蔚臐舛?大小等參數(shù) 要求壓縮機的設計制造單位 按兩相流理論進行設計 而通流部件特別是葉輪 葉片應選用耐磨損 耐銹蝕的材料或進行表面噴涂硬質(zhì)合金等特殊的表面處理 210 按機器結(jié)構(gòu)特點選型單級離心壓縮機若被輸送氣體的相對分子量大或者要求的壓力比不高 則應選用結(jié)構(gòu)簡單的單級壓縮機為了提高單級離心壓縮機的壓力比 可選用半開式徑向型葉片的葉輪 211 多級多軸結(jié)構(gòu)由于多級離心壓縮機逐級容積流量不斷減小 而一個轉(zhuǎn)子或直線式串聯(lián)的多個轉(zhuǎn)子上的葉輪轉(zhuǎn)速都相同 難以滿足性能好 效率高的要求可采用多軸結(jié)構(gòu) 利用轉(zhuǎn)速不同來滿足各級出口相對寬度的要求 212 213 多缸串聯(lián)機組若要求的壓力比很高或輸送的氣體很輕即使壓力比不大 但功耗卻很大時 需要選用兩缸或多缸壓縮機串聯(lián)的機組 214 氣缸結(jié)構(gòu)上 下中分型氣缸一般多級離心壓縮機多選用上 下中分型的氣缸 并將進氣管和排氣管與下半缸相連 便于拆裝豎直剖分型該型式多用于葉輪安裝在軸端的單級壓縮機 多級壓縮機很少采用 215 高壓筒型氣缸該機的結(jié)構(gòu)特點是外氣缸有鍛造厚壁圓筒與端蓋構(gòu)成 因裝配需要還有內(nèi)氣缸 不分段無中間冷卻器 軸端有嚴防漏氣的特殊密封 216 217 葉輪結(jié)構(gòu)與排列一般采用閉式葉片后彎式葉輪 因為它性能好 效率高為了提高單級壓力比 使結(jié)構(gòu)簡單緊湊 可選用半開式徑向直葉片的葉輪 其前面加上一個沿徑向葉片扭曲的導風輪 減小氣體的沖擊損失 218 為適應較大的流量 可選用具有葉片扭曲的三元葉輪 以改善性能提高效率為了提高葉片的做功能力 同時又可減少葉片進口區(qū)的葉片堵塞 可選用長 短葉片相間排列結(jié)構(gòu)的葉輪 以增加葉片數(shù)多級壓縮機的葉輪可以順向排列 也可以對向排列 選用時應根據(jù)具體情況確定 219 擴壓器結(jié)構(gòu)一般多級離心壓縮機多選用無葉擴壓器有的單級或個別多級離心壓縮機選用有葉擴壓器或葉片可調(diào)的有葉擴壓器軸流離心混合型壓縮機前面的各級采用軸流式葉輪 最后幾級采用離心式葉輪 220 原動機選型選用高速 變速的工業(yè)汽輪機或燃氣輪機選用交流電動機選用可變轉(zhuǎn)速的電動機直流電動機變頻交流電動機 221 選型方法可根據(jù)已知輸送氣體 流量 進 出口壓力 溫度等條件和要求直接查找生產(chǎn)廠家的產(chǎn)品目錄來選型 222 根據(jù)已知條件和要求 進行初步的方案計算 以選擇合適的機器 型式 結(jié)構(gòu)和級數(shù)等 并與制造廠商商討選型提出已知條件和要求 委托制造廠利用現(xiàn)成的軟件進行產(chǎn)品優(yōu)化選型與性能預測 使選型的機器效果最佳 223