離心壓縮機和風機氣動原理基礎

1主講李景銀聯(lián)系方式：電029-82668723(O)2流體機械原理(fluidmachinery)離心式壓縮機和風機氣動原理(Centrifugalcompressorandfan)0.1透平壓縮機與風機的功能與分類透平機械，也稱葉片機械或葉輪機械，其最主要的工作元件是吐透平機械的基本原理是：工作輪葉片旋轉時與工質相互施加作用力，或葉片將能量加給工質，或工質將能量傳給葉片。被動機械通過葉片將能量加給工質的機械，如(透平)壓縮機、鼓風機、通風機、風扇及水泵；(被動葉片機械：a.縮機和風機：用來給氣體增壓與輸送氣體的機械。泵：用來給液體增壓與輸送原動機械工質能量加給葉片的葉輪機械類型，如汽輪機、燃氣輪機、水輪機及風力機等。(有高溫流體：汽輪機、燃氣透平，不可壓縮流體：風力機；水輪機：水力發(fā)電)(透平)壓縮機是透平機械中的一種，屬于被動機械，它是用來提高氣體壓力，并輸送氣體的機械，工業(yè)界常稱為風機。●如果(透平)壓縮機按其中工質流動方向，可以分為四種(見P1):軸流壓縮機、離心壓縮機、斜流壓縮機、混合壓縮機。3氣體種類分的：富氣壓縮機、氨氣壓縮機等；按工作場合分的：造氣鼓風機、高爐鼓風機、制冷壓縮機等0.2不同壓縮機的主要特征和壓力流量范圍(相應通風機特征類似):往復式：主要運動部件是在缸中作往復運動的活塞，如往復式壓縮機?；剞D式：以轉子旋轉和壓縮來提供能量，如羅茨式鼓風機和螺桿式壓縮機、滑片式壓縮機等。旋轉的葉輪作為主要部件，給流體加功。[往復式[往復式壓縮機4離心壓縮機和往復活塞壓縮機比較，離心壓縮機有以下特點：(1)流量大：因為離心壓縮機中氣體是連續(xù)的，其流通截面積大，且葉輪轉速高，所以氣流速度較大，流量很大。(2)轉速高：離心壓縮機轉子只作旋轉運動，幾乎無不平衡質量，轉動慣量小，運動件與固定件間保持一定的間隙，因而轉速可以提高?？梢杂霉I(yè)汽輪機直接驅動，既可簡化設備，又能利用化工廠的熱量，還便于實現(xiàn)壓縮機的變速調節(jié)。(3)結構緊湊，簡單；(4)運轉可靠，維修費用低。(1)單級壓力比不高，高壓比所需的級數(shù)比活塞壓縮機多；不適用于小流量的場合。透平式壓縮機中應用的最廣泛的還是軸流式壓縮機和離心式壓縮機兩種，兩者各有自己氣動特點和合適的工作范圍。與離心式相比，軸流式有下列明顯優(yōu)點：1.在設計工況下效率較高；調節(jié)性能好。2.流量大、體積小、重量輕。其缺點也十分突出：1.穩(wěn)定工況范圍較窄，性能曲線較陡，變工況性能較差，容易發(fā)生喘振工況。對操作人員要求高對工質中的雜質比較敏感，葉片易受磨損。0.2.3容積式和透平式壓縮機的壓力流量范圍：5排氣壓力2排氣壓力2離心式壓縮機軸流式壓縮機回轉式壓縮機活塞式壓縮機00.2.4離心式壓縮機的應用范圍廣、適應面廣，主要用于：1)冶金：高爐鼓風(大型高爐常用軸流):氧氣煉鋼用氧壓機；空2)石化：合成氨裝置用四種離心壓縮機(空壓機、原料氣、合成氣和氨冷凍壓縮機);生產(chǎn)尿素用二氧化碳壓縮機；甲醇行業(yè)(甲醇合成氣中帶有固體粒子和液滴);乙稀行業(yè)；煉油企業(yè)(催化60.3離心壓縮機各部件的基本功能和典型結構沿流動過程介紹：氣體由吸氣室吸入。通過葉輪對氣體作功，使氣體壓力，速度，溫度提高然后流入擴壓器，使速度降低，壓力提高，彎道、回流器主要起導向作用，使氣流流入下一級繼續(xù)壓縮。最后由未級出來的高壓氣體通過蝸室和出氣管輸出。7按流道中氣體先后流過的元件不同功能分，主要有六個元件：(1)進氣室(吸氣室):把氣體均勻地引入葉輪。(2)葉輪：在葉輪內進行能量傳遞，提高氣體的動能和壓力能。(3)擴壓器：把葉輪出口流體的高速動能轉換為壓力能。(4)彎道：在多級離心壓縮機中，引導氣體進入下一級，繼續(xù)進行壓縮，提高氣體壓力。(5)回流器：使氣流按所需的方向均勻地進入下一級從中可以看出、氣體反復沿流道進入下個葉輪中，因此，可以進一步引入段和級的概念：級：級是離心壓縮機使氣體增壓的基本單元，由一個葉輪及其附屬的縮機隔離程N+1個段。0.3.2.離心壓縮機的結構離心式壓縮機的零件很多，總體可以為轉子和靜子兩部分。轉子：離心壓縮機中可以轉動的零部件統(tǒng)稱為轉的元件，主要由主軸、隔套、葉輪、平衡盤等組成。8半開式和雙進氣三大類；加工類型分為銑制焊接、鉚接、銑制鉚接和主軸一般為階梯軸；隔套為定位所用，同時保護主軸；平衡盤為平衡葉輪兩面壓力不平衡導致的軸向力，位于高壓端，輪的氣體高壓作用，另一面通大氣或進氣管，受低壓氣體作用?？s機中所有不能轉動的零部件。它是由機殼(一般構成吸氣室和蝸殼等)、隔板和密封等組成。機殼：也稱氣缸，是靜子中最大的零件，常用鑄鐵、鑄鋼或焊接件而成；對于高壓離心壓縮機，都采用圓筒形的鍛鋼件。機殼一般有9水平中分面。進氣室和蝸殼一般是機殼的一部分。密封有兩大類：外密封和內密封：外密封防止氣體向外泄露，位于主軸兩端(軸端密封);內密封為防止氣體在級間倒流，有隔板密密封和輪蓋密封兩個。密封形式常用迷宮式密封。隔板：隔板的作用是把壓縮機每一級隔開。隔板相鄰的面構成擴壓器通道，來自葉輪的氣體通過擴壓器把一部分動能轉換為壓力能。隔板的內側是回流器。氣體通過回流器返回到下一級葉輪的入口?；亓髌鲀葌扔幸唤M導流葉片，可使氣體均勻地進到下一級葉輪入口。0.4級的典型結構1.定義：級是離心壓縮機使氣體增壓的基本單元，由一個葉輪及其(徐忠書里面的定義：離心壓縮機的級，從其基本結構看，可以分為中間級和末級兩種：中間級包括葉輪、擴壓器、彎道和回流器，除了段中的最后一級外，其余都是中間級；末級由葉輪、擴壓器和蝸室組成。)a.中間級：由葉輪、擴壓器、彎道、回流器組成；b.首級：由吸氣管和中間級組成；c.末級：由葉輪、擴壓器和排氣蝸室組成。3.離心壓縮機的級的特征截面(以中間級為例)圖1-13,第21頁in——吸氣管進口截面，即首級進口截面，或整個壓縮機的進口截面0——葉輪進口截面，中間級、末級的進口截面；2——葉輪出口截面3——擴壓器進口截面4——擴壓器出口截面(即彎道入口截面)5——彎道出口截面(即回流器進口截面)6——回流器出口截面0'——本級的出口截面(也是下一級的進口截面)對于末級還有：7——排氣蝸室進口截面out——排氣蝸室的出口截面，即末級出口截面。或整個壓縮機的出口截面。(1)葉輪：是唯一對氣體做功的部件。氣體進入葉輪后，在葉片的推動下跟著葉輪旋轉，由于葉輪對氣體做功，增加了氣體的能量，因此氣流流出葉輪的壓力和速度都有增加a.按整體結構分：閉式、半開式和雙面進氣三種。b.按葉片彎曲的形式分：后彎型、前彎型、徑向型三種離心式壓縮機多采用后彎式葉輪，因為效率高，穩(wěn)定工況區(qū)寬。前彎型葉輪級的效率低，穩(wěn)定工況區(qū)窄。(2)擴壓器：氣體從葉輪流出時，速度很高，為了充分利用這部分速度能，常在葉輪后設置流通截面逐漸擴大的擴壓器，以便將速度能轉變成壓力能。無葉擴壓器：結構簡單、級的變工況的效率高，穩(wěn)定工況區(qū)寬，通常較多采用。葉片式擴壓器：設計工況效率高，但結構復雜。(3)彎道：為了把擴壓器出來的氣流引入下一級葉輪去進行壓縮，在擴壓器后設置使氣流由離心方向改變?yōu)橄蛐姆较虻膹澋馈?4)回流器：為了使氣流以一定方向均勻地進入下一級葉輪進口，設置回流器，在其中一般有導葉。(5)蝸殼：將由擴壓器(或直接由葉輪)出來的氣流匯集起來并引出機外，另外，由于蝸殼的曲率半徑和通流截面的逐漸擴大，它也起降速擴壓的作用。(6)吸氣室：其作用是將需壓縮的氣流，由進氣管(或中間冷卻器出口)均勻地導入葉輪去增壓。另外，為了防泄漏，機殼的兩端裝有前、后軸封，在級與級之間和葉輪蓋進口外緣面處，還分別裝有密封裝置，為了平衡作用在止推軸承上的軸向力，常常在機器的一端裝有平衡盤。離心通風機的通流部分主要包括三大件：進風口(大型離心風機用進氣箱)、葉輪、蝸殼；各元件的功能與離心壓縮機的一致，是離兩級離心風機很少見；但，雙進氣離心風機很多(多級離心壓縮機的雙進氣如何處理?)氣室(進氣箱)組成，(不再包括隔板),有時需要密封。1.流量(1)容積流量m3/h,m3/min,m3/s,在空分、石油和化工行業(yè)常用標準狀態(tài)下的容積流量為指標，稱標準容積流量。所謂標準狀態(tài)，對壓縮機而言，是指壓力和溫度分別為101325Pa和273K,相對濕度為零的大氣狀態(tài)。(對通風機是完全不一樣)2.進出口壓力和壓比固定式壓縮機常用進出口壓力表示(而且常用表壓),Pin,Pout燃氣輪機壓氣機常用壓比表示其性能，ε=Pout/Pin(基本上用絕壓)3.工作轉速轉/分，rpm0.6.2通風機的主要性能參數(shù)1.流量：有容積流量和質量流量容積流量一般指標態(tài)有m3/s,m3/min,m3/h2.壓力通風機的壓力是指壓升，即氣體在通風機內壓力的升高值，或者說通風機進出口處氣體壓力之差，它有靜壓、動壓、全壓之分，單位有Pa(N/m2),mmHg等。1)氣體的靜壓、動壓、全壓氣體給予于氣流方向平行的物體表面的壓力稱為靜壓Pst氣流速度無損失的轉化為壓力所具有氣流壓力為動壓Pd動壓與靜壓之和為氣體全壓，P=Pd+Pst2)通風機的全壓、靜壓、動壓全壓，即通風機進出口截面的全壓之差。靜壓，即通風機全壓減去風機出口動壓。動壓，即風機出口氣流所具有的動能無損失轉化為壓力的數(shù)量值。3.轉速：一般常用轉/分，即rpm.4.軸功率：單位時間傳遞給通風機的功率。5.效率：有多種衡量指標。6.通風機標準進口狀態(tài)：我國規(guī)定：工質為空氣、壓力為101325N/m2(760mmHg)、、相對濕度φ為50%的濕空氣狀態(tài)p=1.2kg/m3。0.6.3通風機的主要無因次參數(shù)0.6.3通風機的主要無因次參數(shù)通風機的無因次參數(shù)是將通風機的主要性能參數(shù)與通風機的特征值聯(lián)系起來。主要有以下幾種。一)壓力系數(shù)流量系數(shù)功率系數(shù)比轉速0.6.4離心通風機的命名方式：壓力系數(shù)比轉速機號從原動機正視通風機：順時針為右轉，反之稱為“左”轉。0.7流體機械的發(fā)展趨勢0.7.1創(chuàng)造新的機型：超大流量、超小流量、軸流離心復合式0.7.2流體機械內部流動規(guī)律的研究與應用。0.7.3高速轉子動力學的研究與應用。0.7.4新型制造工藝技術的發(fā)展。0.7.5流體機械的自動控制：防喘振控制。0.7.6流體機械的故障診斷。(1)沈陽鼓風機廠：主要引進意大利新比隆技術，主要生產(chǎn)石化(2)陜西鼓風機廠：主要引進瑞士蘇爾壽公司技術，生產(chǎn)軸流壓(3)上海鼓風機廠：生產(chǎn)電站通風機。(4)重慶通用機器廠：制冷離心式壓縮機。(5)國內各通風機制造廠：(1)美國克拉克公司(darkBrosCo)(2)美國cooper-BessemerCo(3)意大利新比隆公司(NuovoPismone)(4)日本三菱重工業(yè)株式會社(5)日立制作所(6)日本石川島磨重工業(yè)株式會社(IHI)1、焊接工藝的應用范圍有了擴大趨勢2、數(shù)控加工設備普及CAM系統(tǒng)有更進一步的發(fā)展3、新的輔助設備的應用，如干氣密封。磁力懸浮軸承4、新材料量轉換機械，它被原動機(電機或工業(yè)汽輪機)拖動，消耗機械能以由于離心機內部流動非常復雜，是三維非定常運動，為了簡化分均值來表示，這樣氣體運動也就是一維定常的(即一元定常流動假1.1歐拉方程式1.1歐拉方程式夾角定義：絕對氣流角度α為C與U方向夾角相對氣流角為W與U的反方向夾角1.1.2歐拉方程原動機傳遞給葉輪的功率為p=Mw,M為傳給葉輪的力矩，①為動量矩定理：理論力學告訴我們，質點對某定點(軸)的動量矩對時間的導數(shù)，等于作用力對同一點(軸)的矩。動量對某點的矩為t?時刻：容積1-1到2-2的氣體容積11到22的氣體移動到1'1'和2'-2′,1'到2-2之間的氣體動量矩沒有變矩變化就為葉輪對轉軸的力矩之和：流出的動量矩為M?=F?×(△mC?)所以，力矩為∴葉輪給單位質量流體傳遞的能量為據(jù)能量守恒，傳遞給葉輪的能量就是氣體獲得的能量，所以，對可壓、不可壓均適用，因此處理壓縮機和高壓風機時要用該式，通風機和水泵也可以用它。此為歐拉方程第一形式。根據(jù)三角形的余弦定理，可以獲得歐拉方程的第二形式(1)歐拉方程對理想和實際氣體均適用(2)對可壓不可壓流體均可以，被動機械和原動機械也都可以。熱力學第一定律指出：自然界中的一切物質都具有能量，能量不可能被創(chuàng)造，也不可能被消滅，但能量可以從一種狀態(tài)轉變?yōu)榱硪环N狀態(tài)，能量的總量保持不變。熱力學第一定律對開口系統(tǒng)(即控制容積，適用于流體機械的能量方程)和閉口系統(tǒng)(控制質量，熱力學第一定律)的具體表現(xiàn)方式是不同的。1.2.1葉輪機械的能量方程(開口系統(tǒng)的能量轉換過程)取一開口控制體，假定：1.在該控制體的進出口流動參數(shù)均勻分布；2.忽略位能差與外界熱交換(因為氣體密度很小，流體機械內的流速都很快，殼體散熱核位能差與葉輪加功相比是很小的);流動為定常流動(則流入和流出控制體的流量守恒)。據(jù)能量守恒定律，進入控制體的能量和流出的能量，以及外界對流入和流出控制體的流體做功的總效應守恒。故得：單位質量流體流入的能量為：總能量e,=內能“,+動能進口處氣體所做的推動功為p,v,單位質量流體流出的能量為：氣體能量推動功為pv?葉輪對單位質量氣體的作功為L則能量方程為因為焓與內能的關系為；=u+pv對理想氣體，上式可以進一步改寫為由于能量只能在葉輪中加入，所以，經(jīng)過葉輪的氣體總溫不斷增加；對于靜止元件，由于無外功加入，靜止部件的總溫保持不變能量方程是用來計算氣流溫度(或焓)的增加和速度的變化。1)能量守恒是在質量守恒的前提下得到的，即要滿足連續(xù)方程2)方程式對是否粘性氣體都是適用的，摩擦損失，分離損失最終是以熱的形式加到氣體里面3)在實際離心壓縮機的葉輪流動中，原動機傳給葉輪的總功要包括理論能量頭(葉輪傳遞的)、內漏氣導致的無用功和輪阻摩擦導致的無用功4)對氣體流過靜止通道，即絕能流，有1.3伯努利方程如果我們選取一閉口系統(tǒng)，該系統(tǒng)在流道內不斷流動。加入該封閉系統(tǒng)的熱量(包括流動損失導致的熱量增加)使氣體內能增加，膨脹作功，按能量守恒定律(對隨動觀察者而言),可得：dq+dq,=du+pdv=du+d(pv)-以有如果對該式在狀態(tài)1和狀態(tài)2積分，有假定外部加入的熱量為0,所以，有由此可以看出，由于損失的存在，壓縮功可以達到的實際壓力下?lián)p失項一般應包括全部損失，即流動損失、輪阻損失和漏氣損失)1.3.2.伯努利方程的推導和物理意義從能量轉換的兩個不同的分析側面，可得到如下方程由此，可得到葉輪伯努利方程，伯努利方程的物理意義：葉輪加給氣體的功，用于提高氣體的壓力和動能，并克服全部損失。如果減去輪阻損失和內泄漏損失，則可得到葉輪的理論功與葉輪內的流動損失的關系該方程適用于一級，也適用于多級、整機或其中的任意通流部件。(該方程也可以直接根據(jù)能量守恒原則得到，即：葉輪對氣體做功，等于其靜壓力的提高、動能的增加和克服流動損失，故；從整個壓縮機的級而言，原動機傳給葉輪的總功轉換為下列四部分(1)提高靜壓能(2)提高氣體的動能(3)克服流動損失(4)克服內漏氣損失，輪阻損失對葉輪內部流動而言，對葉輪內部流動而言，所以，氣體在擴壓器內部流動時，其動能的減少使靜壓能進一步提高，流動損失的存在使壓力增加量減小。若流體為不可壓縮，如液體和通風機的氣體，則其密度為一個定值而對于可壓縮的流體，只需獲得p=f(p)函數(shù)，即能積分求出靜壓能。1.4氣體壓縮過程與壓縮功(補充熱力學基本公式理想氣體熱力學基本公式波義耳-馬略特定律(等溫)pv=const蓋呂薩克定律(等壓)一般情況可得理想氣體狀態(tài)方程所以，定容比熱為定壓比熱為理想氣體的定容和定壓比熱是溫度的單值函數(shù)故得以及對于絕熱過程，就是整個過程系統(tǒng)與外界沒有熱量交換，當然也沒有損失導致的熱量增加，即dq=0據(jù)狀態(tài)方程，進一步可得推導積分，得→Inpv?=const=pv2=const2以上為絕熱過程的過程方程式。如果是多變過程，則為pv"=常數(shù)又由理想氣體狀態(tài)方程可得過程初終態(tài)參數(shù)的關系為代入，消去壓力比值，得若消去比容，則得補充完畢)1.4.1壓縮功和通風機的壓升伯努利方程中靜壓能的提高，對應于氣體的壓縮過程，其所需要的功稱為壓縮功，亦稱有效能量頭。對于不同的壓縮過程，其對應的壓縮功是不同的。1)多變壓縮功多變過程pv"=常數(shù)或進一步2)等熵絕熱壓縮功等熵過程的過程方程式為pv?=常數(shù)所以，將多變過程的指數(shù)n直接換成等熵過程的k就可以得到等熵絕熱壓縮功3)等溫壓縮功對于逐級冷卻的壓縮機，最好采用等溫壓縮功計算等溫過程方程式pv=RT=const以上得到了三種最常用的壓縮功的計算方式。4)通風機的壓升通風機一樣遵守伯努利方程因為通風機的密度不變，所以，可以簡化計算，將積分式直接求離心通風機壓升可以不可以按壓縮機的計算呢?通風機的耗功怎么測量?壓縮機的怎么測量?為什么?**通風機的全壓、靜壓、動壓全壓，即通風機進出口截面的全壓之差。靜壓，即通風機全壓減去風機出口動壓。動壓，即風機出口氣流所具有的動能無損失轉化為壓力的數(shù)量1.4.2氣體的壓縮過程在T-s圖和p-v圖上的表示方法在p-v圖上，無熱交換的壓縮機過程為1<k<n,表現(xiàn)都為指數(shù)形式，見下圖，壓縮功都是曲線下面向壓力坐標投影的陰影部分P21V在T-s圖上，曲線的情況就要稍微復雜一點已知熵的定義為ds=d0按熱力學第一定律所以，可得對于等壓過程，上式可以表示為所以，上面式子表示等壓過程線在T-s圖上是指數(shù)曲線上面式子表示等壓過程線在T-s圖上的T曲線下的面積就表示加入或由氣體中傳出的熱量，和氣體的焓的變化是一樣的。(定壓比熱的定義即由此得到的)(上面兩個式子對應的圖見圖1-5,15頁)1)等溫過程dQ=Tds表示熱量Q的積分結果為T曲線下的陰影面積又因為等溫過程與外界有熱交換，可知壓縮功等于熱量的負值，即向外放出的熱量就是氣體的壓縮功。2)絕熱過程(等熵過程)定義為對外沒有熱量交換，同時沒有損失導致的熱量增加，所以，熱力學第一定律的熱量為零，即dq=0且ds=0。因此ds=0,T-s圖上的過程線為垂直向上的一條直線1-2'。因為dq=du+pdv=dh-vdp=0=vdp=dh=W絕熱壓縮功=氣體焓的增加=在等壓線下積分Tds的熱量見圖1-8,16頁從圖1-7和1-8的對比可以看出，等溫壓縮功比較小，這是因為溫度越高，使分子靠攏就需要更大的功，同樣壓比下，進口溫度越高，壓縮功需要越大。采用冷卻方式可以使壓縮過程接近等溫過程，減小壓縮功，現(xiàn)在有兩種方式，一種是中間冷卻，一種是級間冷卻。下圖為級間冷卻dq+dq,=du+pdv=du+d(pv)-vdp=d(u+p情況1與外界無熱交換，但是有損失導致的熱量增加dq+dq,=dh-vdp=dq,+vdp=dh=1-9,17頁情況2與外界有熱交換(壓縮機一般向外界放熱，即冷卻),同時也有損失導致的熱量增加過程見圖1-10,實際過程為1-2,如果假設損失產(chǎn)生的過程見圖1-10,實際過程為1-2,如果假設損失產(chǎn)生的熱量和無熱量交換的情況一樣(為1-2"線下的面積),則放出的熱量應該為1-2曲交換的情況一樣(為1-2"線下的面積),則放出的熱量應該為1-2曲線下面積，但是，由于損失導致的熱量也應該放出，所以，放出的熱量Q是1-2和假想的1-2"兩條曲線下的面積，多變壓縮功=焓+放出的熱量Q-多變過程產(chǎn)生的熱量。由圖可見，壓縮功減小了。上述幾種情況的綜合可見圖1-11,圖1-12,17頁。1.5級的總耗功和功率葉輪總耗功=葉輪對氣體做功+輪阻損失+內漏氣損失而葉輪對氣體做功為葉輪出口處氣體的周向分速度系數(shù)葉輪按質量流量計算的耗功為P=qW,=qm9“由于有內漏氣，葉輪中總的流量要增加，同時還有輪阻損失，所以，葉輪總的功率消耗為P=(qm+qm)W+P所以，單位質量有效氣體流量的總耗功就是上式就是漏氣損失系數(shù)和輪阻損失系數(shù)的定義和來歷對通風機而言該怎么求?總耗功多大?總壓多大?1.6級中氣體狀態(tài)參數(shù)的變化1.6.1滯止溫度和滯止壓力滯止溫度：與外界沒有熱交換的情況下，流動的氣體速度滯止到零時的溫度，用Tst表示。滯止壓力：與外界沒有熱交換的情況下，氣體動能無損失的全部轉變?yōu)閴毫δ軙r的氣體壓力。據(jù)能量方程，有,可以計算和測量出滯止溫度由滯止溫度，可以計算出滯止壓力據(jù)能量方程和伯努利方程可以分析，沿流道的溫度變化、壓力變化和比容變化設多變過程指數(shù)為m得指數(shù)系數(shù)壓力比比容比第i界面密度為因此，按能量方程計算出第i截面的溫度就可以計算出各種需要的氣體參數(shù)了。由能量方程已知所以，表示壓縮機各元件的壓縮過程的效率的表示為由于計算壓縮過程的方法有多種，相應的壓縮功的大小也有多種，計算公式如下。(理想氣體，但是，T2ad是假想的數(shù)值);所以有公注意，本書中效率的分母采用總功，這從一個級或一個壓縮機的投入產(chǎn)出比來看，也是合理的。1.多變效率因為級的進出口速度動能差很小。所以，可以通過測量進出口溫度和壓力，求出壓縮機的多變效率。2.定熵效率T2ad是假想的數(shù)值，是按等熵過程的壓力計算出來的溫度3.多變和定熵效率的關系4.等溫效率用于具有冷卻的壓縮機，表示實際過程接近等溫的程度。5.流動效率壓縮機級組效率：壓縮機第一級進口到末級出口(不包括進出氣管道)級效率：某級進口到出口(下級進口)我們軸流壓縮機書中的靜止參數(shù)的效率的分母與離心壓縮機的不同(離心的分母是總功，軸流的是靜溫的差值),這主要是約定的不同，比如，美國NASAsp-36報告中的軸實際過程離理想情況越遠，》越低。而實際壓縮過程是多變過程，表示損失占20%。(例如交大到大差市距離離為0.8km,0.4km不能說是損失。)氣體的動能，所以，也可以用滯止參數(shù)來表示，如滯止絕熱效率全壓效率、靜壓效率，其他定義見(19頁、&2-5,書43頁)3流量和流量系數(shù)3流量和流量系數(shù),一般用出口的值討論：在u、92,、b?/D,一定時，轉速n與體積流量的平方根成反比。因此，體積流量大，應采用低轉速，反之體積流量小，應采用高轉速。在u,、?2,、q一定時，壓縮機轉速與相對寬度b?/D,成正比：由于體積流量是逐段逐級減小的，而同一根軸的轉速是相同的，所以選取轉速時，應使第一段第一級流量最大時的b?/D?,和末段末級流量最小時的b?/D,值都能在合適的范圍內。有時因流量很小，壓力比較高，或采用多段后體積流量變化較大，在同一根軸上很難滿足各段各級對b?/D?值的要求時，為此，可采用多缸、平行軸或多軸型結構的壓縮機，使各根軸采用不同轉速，以滿足b?/D?的要求。確定轉速時，必須考慮到諸方面的因素。一個非常重要的因素，就是壓縮機的工作轉速避開其自身的臨界轉速。有時，只能犧牲一些氣動特性，以保證安全可靠性。此外，在提高轉速時，要注意增速器設計和制造的可能性。隨著齒輪轉速增高和傳遞功率的增加，制造可靠的增速器的困難也增大了，而且對壓縮機安全運行等也會帶來一定困難。因此，對固定式壓縮機轉速不宜選的太高，一般在20kr/min以下，小流量時還可以適當選大些。即葉輪或葉片擴壓器喉部出現(xiàn)音速的工況。不做詳細討論。系數(shù)，如多變能量頭系數(shù)、定熵能量頭系數(shù)等。能量頭系數(shù)可以表示葉輪的做功能力。類似通風機的壓力系數(shù)。1軸向旋渦及其對能量頭的影響且黏性很小，故葉輪在旋轉時，氣體只能跟著做平移運動，而不能跟著葉輪一起旋轉，所以在相對坐標系中形成一個與葉輪旋向相反得渦流，稱為軸向渦流(或旋渦)。軸向旋渦使葉輪做功能力減低，但是與葉輪效率沒有直接聯(lián)3.有效通流面積對能量頭的影響由于氣體有粘性，在葉輪內形成邊界層，使得葉輪出口速度在子午面和回轉面都不均勻，總體使得實際葉輪出口速度增大，做功能力減低。第二章級中的能量損失1總論級內的各種能量損失級內的能量損失有三種：級內的流動損失、漏氣損失和輪阻損失。離心壓縮機級中的能損失分為：能量損失輪阻損失級內的流動損失包括：摩阻損失、分離損失、沖擊損失、二次流損失和尾跡損失。第一節(jié)摩擦損失由于流體的粘性而產(chǎn)生的能量損失。流體在壁面處流速為零，在流道的中間部分流速最大，這樣在主流區(qū)與近壁面間就存在著一個速度梯度較大的薄層，稱為邊界層。邊界層內流體之間存在著內摩擦力或粘滯力，為了維持流體的流動，就必須外加能量來克服摩擦力，造成的能量的損失。這就是摩阻損失。常用沿程阻力計算公式計算管道的當量直徑de=4Re=4A/U=4*斷面面積/濕周第二節(jié)分離損失在離心壓縮機減速增壓的通道中，沿著流動方向主流區(qū)的速度不斷下降，靜壓上升。邊界層的流動由于得不到主流區(qū)足夠的能量傳遞而速度減少，厚度逐漸增加，當與主流內同樣大小的逆壓梯度導致邊界層內流體停滯不動時，再往前移動，邊界層內流動就會因為抵抗不住迎面的壓差阻力而產(chǎn)生局部倒流，這就是邊界層分離，它產(chǎn)生的損失稱為分離損失。抑制分離的參數(shù)(1)當量擴張角園錐形擴壓器的擴張角對壓縮機葉片而言，進口面積出口面積一般壓縮機通道內的當?shù)禺斄繑U展角0<6°~7(2)葉輪內的流動擴壓度(3)葉輪的擴壓因子w吸力面氣流最大速度w.葉片進口速度w葉片出口速度下標s表示非工作面一般要求D<0.4。(4)葉輪子午面和回轉面上氣流的分離邊界層的存在。但是葉輪中邊界層受離心力作用，其生長不象靜止元件如葉片擴壓器那樣快，所以，葉輪效率一般比擴壓器效率高。(5)沖擊引起的分離損失。沖擊損失速度分解：w?=WK+Wi>0和i<0對葉輪邊界層分離的i>0葉片非工作面前緣產(chǎn)生很大的局部擴壓度，邊界層分離，并向葉輪出口逐漸擴大i<0,葉片工作面前緣產(chǎn)生較大的局部擴壓度，但由于氣流慣性力的作用，限制的分離的擴大，且由于流量增大時流道的擴壓度減小，邊界層分離不易發(fā)展沖擊損失當流量偏離設計工況時，流體的進口角與葉輪或擴壓器的進口安裝角不一致，造成氣流對葉片的沖擊，形成了沖擊損失第三節(jié)二次流損失葉輪葉道是彎曲的，并且其中存在著軸向漩渦。因此，葉道中的氣流速度分布是不均勻的，在工作面?zhèn)茸畹汀６~道內的壓力分布恰好相反。由于壓差的作用，造成氣流有工作面向非工作面的流動，即二次流。它是一種與主流方向相垂直的流動，加劇了葉片非工作面邊界層的增厚與分離，造成二次流損失。二次流一般發(fā)生在葉輪葉道、吸氣室及彎道等有急劇轉彎處，而且曲率半徑越小，則損失越大。因而，為減少二次流損失，應在這些地方取用大的曲率半徑或設置導流葉片，或適當?shù)脑黾尤~片數(shù)目，減輕葉片的負荷。射流尾跡結構第四節(jié)尾跡損失由于葉片的尾緣有一定的厚度，氣流流出葉道后流通面積突然擴大，有一定的突擴損失，另外，葉片兩側的邊界層葉在此處匯合，造成許多漩渦，主流帶動這些漩渦，造成的損失即稱為尾跡損失。為了防止或減少尾跡損失的形成和影響，可以將葉片出口處削薄，或以上各種損失往往不單獨存在，隨著主流混在一起相互作用、相互影第五節(jié)Re數(shù)和Ma數(shù)對流動損失的影響實驗表明，小于臨界臨界雷諾數(shù)，效率開始下降，大于的時候，影響不大。慣性力與氣體彈性力的比值。頭系數(shù)下降，大于臨界時，損失增大。第六節(jié)級的性能曲線理論能量頭hm=u2(1-φ?ctgβ?)由于以下因素，導致曲線再發(fā)生變化3由于流動損失導致的壓力下降4由于沖擊損失導致的壓力下降神第七節(jié)漏氣損失1.產(chǎn)生漏氣損失的原因：①輪蓋漏氣：由于葉輪出口壓力大于進口壓力，這樣就有部分氣體經(jīng)由葉輪與輪蓋的間隙流出，重新進入葉輪進口，隨主流再次流出，造成無用的重復循環(huán)，形成無用的能量耗費。②隔板漏氣：級的出口壓力大與葉輪的出口壓力，這樣就有部分氣體經(jīng)由隔板與軸套的間隙流回到離心壓縮機前面級，造成損失。2.密封件的結構形式及泄漏量的計算(1)密封件的結構形式及用途a.迷宮式密封：又稱梳齒密封，是一種非接觸性密封，包括以下幾種型式：i曲折性密封(圖2-44)ii平滑型密封(圖2-45)iii階梯型密封(圖2-46)iv徑向排列的迷宮密封(圖2-47)v蜂窩型的迷宮密封梳齒密封主要用于離心壓縮機級內輪蓋處的密封、級間密封和平衡盤的密封上，也可以作為軸端密封中的輔助密封。b.機械密封主要用于整級軸的端部密封。機械密封主要由動環(huán)、靜環(huán)、彈簧和端蓋組成。動環(huán)與軸一起高速回轉，靜環(huán)用彈簧連接在端蓋上，靜環(huán)是靜止不動的，靠彈簧的壓緊力與動環(huán)的端面緊密接觸，以達到密封的目的。由于兩密封面為端面接觸，所以又稱為端面接觸式密封。機械密封的形式多種多樣，有單端面、雙端面密封；又有單彈簧、多彈簧結構；平衡型或不平衡型。密封材料：動環(huán)一般為硬質材料，靜環(huán)材料相對為軟質材料。c.浮油環(huán)密封浮油環(huán)密封主要用于高壓離心壓縮機的軸封上，亦稱液膜密封。液膜密封元件主要有幾個浮動環(huán)、間隔環(huán)、甩油環(huán)和軸套組成。浮油環(huán)的密封原理，就相當于把整個浮環(huán)套在軸套上，在環(huán)與軸套間注入高壓油，形成油膜，阻止氣體流出。由于浮環(huán)能與軸自動對中，能明顯的減小油膜密封的間隙值，從而減小帶壓液體的用量，也大大減少漏油量。而且，浮環(huán)與軸不發(fā)生接觸摩擦，故運轉平穩(wěn)，使用壽命長。特別適合與大壓差、高轉速的場合，解決了離心壓縮機向高速發(fā)展的一個技術關鍵。d.干氣密封干起密封與機械密封、油膜密封之間的最大不同是采用的密封介質為氣體，在密封動環(huán)的端面上開有一圈溝槽，進入槽內的氣體的動壓效應產(chǎn)生開啟力，使動、靜環(huán)兩端面產(chǎn)生微小的間隙，其間的泄漏量甚微，而且省去了密封油系統(tǒng)，結構簡單、工作可靠，故日益受到重視與推廣應用。(2)密封泄漏量的計算(對每個密封齒都成立)因為各個密封齒間的空間相對密封間隙為無窮大，所以，溫度T不變，且pv=RT=常數(shù)(一)對于間隙中的氣流速度小于聲速的漏氣量的計算假設經(jīng)過密封齒很多，故間隙的壓降很小，依伯努利方程得9=Acp=A√2pAp(式中間隙面積A=πDs,D、s:間隙直徑和大小)沿密封齒長度方向的壓降為其中密封長度/密封齒數(shù)→考慮實際情況，加入修正系數(shù)，得對徑向密封，間隙面積取A=√A?A?=sqrt(半徑最小處×半徑最大處)(二)氣流中出現(xiàn)聲速的漏氣量計算聲速一般最先在最后一個密封間隙中出現(xiàn)，因為該處的體積流量最大，將最后一個密封齒前的氣體物性的用下標x表示，則而通過其余密封的漏氣量為所以，式(2-17a)和(2-18)應該相等，故,代入(2-18),得令k=1.4,則a=2.145,式(2-20)化簡為系數(shù)可取0.8。密封中是否出現(xiàn)聲速需要判斷。如下若k=1.4,則a=2.145,所以可得(三)輪蓋密封的計算3.密封設計中應注意的問題1)密封齒數(shù)目：6<Z<35;2)s=0.2+(0.3~0.6)*D/1000.第七節(jié)輪阻損失葉輪旋轉時，輪盤、輪蓋的外側和輪緣都要與周圍的空氣發(fā)生摩擦，引起輪阻損失。首先，旋轉圓盤的側面的環(huán)形基元面積dA為個dA=2πrdr→→基元上的摩擦力個摩擦力作用的阻力矩為假定密度不變，積分得所以，一個圓盤的側面上的阻力矩所做的功率為兩個為圓盤的外緣所在的圓柱面所受力矩為輪阻損失的功率總和為其中系數(shù)該計算系數(shù)K與輪盤周速的Re數(shù)，圓盤與壁面間隙B和圓盤表面粗糙度有關；一般由圓盤實驗得出。定B/D2時，對磨光圓盤，在一定范圍內，有：對一般車削圓盤，在一定范圍內，有輪阻損失系數(shù)為窄葉輪的流量系數(shù)小、周向分速度系數(shù)也小，所以，輪阻系數(shù)較大。偏離設計工況下的輪阻損失系數(shù)與設計工況的關系為第三章葉輪能量傳遞元件，最主要的部件。第一節(jié)葉輪典型結構比較一反作用度又c?=u?-C?,ctgβ?∴β?越大，反作用度越小(反作用度大→葉輪效率高)二、葉輪效率由能量方程已知所以，表示壓縮機各個部件的效率為所以，葉輪多變效率為定熵效率可以類似獲得一般按葉片出口角度大小來區(qū)分(而不是看葉片彎曲方向)左右時，為直葉片。1)反作用度：前<徑<后，而葉輪效率高2)前彎葉片氣流轉折角度大、葉道短，所以，擴壓度和當量擴展角大，易發(fā)生邊界層分離；效率低3)前彎葉片葉道內速度分布不均勻程度嚴重，而且軸向渦流還加重了這種不均勻性，這種流場更惡化了后面固定元件的進口條件4)最后，前彎葉片出口速度C2由于受到許用Ma數(shù)限制，圓周速度不能太高，實際的做功能力也受限制；后彎葉片可以通過采用較高的圓周速度提高做功能力15-30度葉片出口安裝角度的葉輪稱為強后彎型(或稱水泵型)30-60度，后彎型(或稱壓縮機型)葉輪徑向有兩種：葉片出口角度為90,進氣氣流為徑向進氣的普通型，4種葉輪的對比：葉片出口安裝角最佳流量系數(shù)能量頭系數(shù)最小工作范圍中zrmin/φ?最佳穩(wěn)定工作范圍中2r,max中2r,mi級的多變效率7對小流量級，主要矛盾是增加葉道寬度，強后彎葉輪可以用小的流量系數(shù)，從而獲得較大的寬度，減小葉道內的流動摩擦損失；但是，在轉速、流量和壓比相同時，由公式可知，當采用強后彎型葉輪，因為Fai,2u小，所以，U2要很大，所以，其要小，所以其內泄露損失和輪阻損失較大。(看公式2-34,P55;和公式2-27,P52頁)第二節(jié)葉輪的主要結構參數(shù)D?—葉輪外徑；D?！~輪進口直徑b?—葉片出口寬度β—葉片進口安裝角β?—葉片出口安裝角葉片數(shù)r—輪蓋進口圓角半徑y(tǒng),8—葉片進口斜角、葉片厚度0—前盤(輪蓋)傾角，從強度考慮，一般小于12度。葉片進口寬度b1是輪蓋延長線與葉片進口中心點直徑處的交點的寬徑的交點的寬度。1.圓弧葉片片好。輪參數(shù)D?,D2,β和β,令圓弧的曲率半徑為R,圓心所在半徑為R。,按式R。=√R(R-D?cosβ?A)+(D?/2)2(3-9)2.直葉片3.葉片阻塞系數(shù)△為鉚接葉片的折邊寬度，而delta為葉片厚度(鉚接葉片已基本第三節(jié)能量頭、周速系數(shù)的計算由于軸向渦流的作用，實際葉片出口周向分速度不如無窮多葉片數(shù)時那么大，要減小一些。要用實際的圓周速度設計和正確計算出周速系數(shù)。周速系數(shù)。定義：h=c?u?=u一般常用滑移系數(shù)來考慮此影響。一、斯陀道拉公式斯陀道拉假定：軸向旋渦。=轉速。旋渦直徑為葉輪葉道出口寬斯陀道拉公式該公式作了氣體無粘性、氣流速度均勻的假定。實驗證明：對于葉柵稠度較大，葉輪較寬的后彎型葉輪，計算誤差較小(對葉道相對長度較大、葉片數(shù)目較多的后向葉輪較為合適)。對于窄葉輪，誤差較大。另外還有半開式徑向型葉輪的滑移系數(shù)的計算公式、以及根據(jù)實驗數(shù)據(jù)整理的周速系數(shù)的計算公式。第四節(jié)葉輪主要結構參數(shù)對級性能的影響葉輪的主要幾何參數(shù)對級性能有著明顯的影響一葉輪進口子午面參數(shù)重要影響參數(shù)：葉輪進口相對直徑D。/D,,輪轂比d/D?,葉片進口相對直徑D,/D,,輪蓋進口段曲率(或比值r/b,),速度系數(shù)k=c,/e。要求：在葉輪進口造成一個低Ma數(shù)(低速)、均勻的流場一)葉輪進口相對直徑D。/D,故得-→進一步推導為：,其中將上式對D0/D2的值求導，相當于對下式求導：并令其等于0,可求得W1的最小值一般為1.0～1.05;K。=c/c。(葉輪葉片進口前速對上式進行的實驗驗證發(fā)現(xiàn)：表3-3和圖3-18,3-191.輪轂比d/D,越大，進口直徑比偏離其最佳值對性能的影響越明顯。2.進口直徑比相對其最佳值變小，效率和壓力在全工況范圍內惡化；略大于最佳進口直徑，效率和壓力在大于設計流量時有所改善，小于設計流量時略有惡化。3.葉輪進口可以選擇比最佳進口直徑略大2-3%,但不能小。二)葉片進口相對直徑D,/D,也可以稱為輪徑比a=D,/D,,在前面選擇進口直徑D?時，已經(jīng)確定一般輪徑比a=D,/D,在0.45-0.65之間，更合適的為0.5-0.6,如果不在此范圍，應通過改變轉速n,輪轂比等參數(shù)來改變最佳葉片進口直徑，以及改變外徑，使輪徑比滿足要求。也稱為軸徑比，d由臨界轉速決定。大的輪轂比會增大進口速度，導致效率和壓力都全面下降(見圖3-29)。一般在0.25-0.4范圍內選擇，最好下限。對徑向直葉片，在0.35-0.5之間的范圍。四)輪蓋進口段的曲率要求r7b,越大越好，一般要求r/b,>0.5.由速度系數(shù)的定義，知道Kc>1對于提高葉片進口速度的均勻性有好處。固定D0和D1的前提下，改變Kc值的方法有兩種：改變葉片進口寬度b1和改變輪轂比d/D2。實驗表明：提高b1,減小Kc,但風機性能仍然提高(輪蓋傾角的改變對葉輪性能的影響比速度系數(shù)更大);但增大輪轂比，導致速度系數(shù)Kc減小，而輪蓋傾角不變，卻惡化了葉輪性能。二葉輪葉片的主要參數(shù)葉片是葉輪中最重要的構成部分。葉片有4個主要參數(shù)：葉片進、出口安裝角度，葉片數(shù)目Z和葉片型線葉片出口安裝角度的影響已討論過。一)葉片進口安裝角度β故沖角i=β-β;沖角的選擇：1具體問題具體分析；2對后彎4.葉片數(shù)目Zz少，擴張角過大，分離損失大z大，氣流摩擦阻力損失大，效率也會下降，但可以提高滑移系數(shù)，提高能力頭系數(shù)因此有個最佳葉片數(shù)的問題，有人建議：(1/1)中1為弦長，t柵距，取值有人建議2.2-2.85,有人說2.5-4.0葉片數(shù)目過多，有時導致進口阻塞嚴重，這時可以采用長短葉片。短葉片工作面與長葉片非工作面直接的通道內流動較差，將短葉片前移1/8柵距(即減小不好的通道的空間),可改善級的性能。5.葉片型線可以按給定載荷法設計，一般常說加載法設計的效果好，但是它可能惡化后續(xù)元件的進口流動。葉片載荷可以看作是任意半徑出葉片工作面和非工作面之間的還有葉片出口削薄。非工作面削薄較好。三葉輪出口處主要參數(shù)1葉輪出口相對寬度b,/D,看圖3-32,可以看出，相對寬度b,/D,變得很小時，效率下降明顯，而大于0.06時，也開始下降。另外，葉片相對寬度對效率沒有葉片出口安裝角大。2.葉輪外徑切割的影響設計壓力過大，需要切割葉輪外徑降壓，對出口安裝角度90切割后效率和壓力下降沒那么明顯。角度越大效率和壓力下降越明顯。第五節(jié)半開式、混流式葉輪比閉式的效率低；結構形式：般取D1/D2=0.45-0.70,d/D2=0.20-0.35;2.完全三元葉輪葉片形式：效率高，加工復雜二)混流式葉輪混流大約可替代4級軸流；特點：流量大，效率高；可采用高圓周速度；第四章固定元件固定元件：吸氣室、擴壓器、彎道、回流器和蝸殼(或典型形式：1)軸向進氣的吸氣管；2)徑向進氣的進氣管：相當于一個90°圓形彎管；3)雙支撐承所采用的徑向吸氣室：結構緊湊，是多級壓縮機中常用結構；4)水平進氣所采用的進氣室(見圖4-1)1)吸氣室作用：把氣體從進氣管道或中間冷卻器引向葉輪。2)應滿足下列要求：1)保證葉輪進口氣流達到設計速度C。,且使得葉輪進口氣流盡量均勻；2)盡可能地減少吸氣室的流動損失；3)保證葉輪進口氣流能沿徑向流入葉片，避免葉輪進口氣流旋繞b)螺旋通道是從A180到Ak:如蝸殼內的流量分配原則一樣，從A?80到其他的、以Dk為直徑的圓的切線與螺旋通道外邊界所形成的過流面積，流量從180°開始，按角度等比例減小；c)環(huán)形收斂通道是由圓柱面Ak到吸氣室出口截面(葉輪進口),也是主要損收斂度Ak/A?>2.在吸氣室的設計中，要注意如下問題D流體在吸氣室中流動時，應盡可能按加速的原則來設計吸氣室的內壁和導向筋；II)為了保證氣流均勻地流入工作輪，應采用導流筋把進氣通道分為幾個流道，流道數(shù)可根據(jù)吸氣室尺寸加大、加多；II)II)每個流道的截面大小，應與氣流流入工作輪的園周包角大小成比例，對于氣流路徑長、阻力大的流道則作適當IV)導向筋的方向應使氣流進入葉輪前的旋繞盡可能小。吸氣室進口參數(shù)一般為大氣條件或由用戶給定：管道、閥門所產(chǎn)生的壓力損失，一般為1500~3000Pa。吸氣室進口流速對流動損失和結構尺寸影響較大，一般為15~45m/s。對高壓小流量壓縮機或重氣體5~15m/s;低中壓壓縮機Cin=15~45m/s;運輸式壓縮機Cn=60~120m/s。葉輪進口氣體速度C?的選取原則：固定式：40-80m/s;離心式增壓器：80-100m/s;運輸式：100-150m/s。4)流動損失與效率4)流動損失與效率吸氣室內的流動損失：吸氣室內的效率：由能量守恒方程可知因為吸氣室內流動屬于收斂流動，所以Cin<Co;且流動損失必須為正的，所以，壓力下降將更嚴重。由所以，效率為又因為且另外，如果認為進口速度和損失相對葉輪進口速度Co較小，則效率還可以寫成第二節(jié)無葉擴壓器離心葉輪出口氣流速度可高達500m/s,一般也有200~300m/s。對徑向直葉片葉輪，葉輪出口速度幾乎占葉片耗功的一半；對后彎或強后彎葉輪，則占25%-40%。所以，該動能必須認真回收。擴壓器功能：使從葉輪中出來的具有較大速度的氣流減速，并使動能有效地轉化為壓力能。種類或形式：無葉、葉片或直壁形擴壓器。無葉擴壓器1)形狀：兩個壁面構成的徑向流動空間，壁面可以平行也可以不平行；氣體從內徑向外徑流動，通流面積逐漸擴大，導致速度逐步降低。2)流動規(guī)律分析：2)流動規(guī)律分析：假設：忽略氣體粘性所引起的摩擦影響由流量連續(xù)性條件可得擴壓器任一半徑處的徑向速度c,=qm/Ap=qm/πDbp進一步變形，可得：c,D=c,D,=cD即擴壓器中氣流的徑向分速度是半徑冪函數(shù)，隨半徑增大而下降。由動量矩守恒定律，得：cr=cr?=cr.即擴壓器中氣流的周向分速度也是半徑冪函數(shù)，隨半徑增大而下降。所以，氣流在擴壓器內的流動角度為：即氣流按不變的方向角度流動，即按“對數(shù)螺旋線流動”。因為角度不變，絕對速度與直徑的關系按同樣關系下降，即當考慮密度變化時，實際徑向速度減小更快，但由于粘性，周向速度也下降更快，所以，流動角度基本還是保持不當擴壓器寬度不相等時(一般為變小),還需要根據(jù)具體情況分析。對于b較小的情況，粘性影響更大，流動也要再深入分析。3)無葉擴壓器主要參數(shù)的確定3)無葉擴壓器主要參數(shù)的確定無葉擴壓器的主要參數(shù)：進口寬度b?,出口寬度b?和直徑比D?/D?一般取b?=b?=b,。如果b,>b?,可能產(chǎn)生突擴損失。試驗表明：b?明顯增大時，級性能嚴重惡化；但可以大1-2mm,以免氣流對擴壓器側壁的撞擊；b,<b,有利于加快氣流均勻化。選b,>b,氣流角度減小，氣流流程增長了，摩擦損失增加，效果不好。b?<b,效果還可以，流程縮短，擴壓度減小，可減小分離損失。但收斂度太小也不好，沒有擴壓效果。推薦b?與b?的收斂角度為2°~4°,對氣流角度a,小的設計可以取較大值。對于中間級結構，可取D,/D?=1.551.7。而D?值的選取以避免葉輪與擴壓器相碰和氣流過渡為考慮，取1.03-1.12D?;D?大時，取下有限的試驗表明，無葉擴壓器的損失系數(shù)在當量擴張角8°時最小。無葉擴壓器的當量擴展角為：對于等寬度無葉擴壓器，因為氣流角度不變，且氣流軌跡長為：故無葉擴壓器損失的粗糙計算方法為：無葉擴壓器的效率4)特點：4)特點：優(yōu)點：結構簡單，造價低，性能曲線平坦，穩(wěn)定工況范圍較寬，高馬赫數(shù)下，效率較低不明顯。但要求氣流角度要大于18度，對運輸式壓縮機也要求要大于12度。缺點：設計點比葉片擴壓器效率低；尺寸大。第三節(jié)葉片擴壓器象離心葉輪似的，在無葉擴壓器的環(huán)形通道中沿圓周安裝葉片，就成為葉片擴壓器(靜止的圓環(huán)形葉柵)。葉片擴壓器中，氣體運動的氣流角度受擴壓器中的葉片控制，按擴壓器的葉片角度運動；而無葉擴壓器的氣流角度基本不變。1)性能分析：由于受葉片作用力，動量矩不再守恒。但在葉片擴壓器中，連續(xù)性方程成立，且為所以，其速度為當氣流角度α不斷增大時，葉片擴壓器內氣體速度減小比無葉擴壓器更快，擴壓速度更大。達到同樣擴壓程度時所需的尺寸小。(書中例子：若速度減半，用無葉擴壓器，外徑需增大2倍；對于葉片擴壓器，若進口角度20°,出口角度38°,則外徑只需要增大1.2倍)2)葉片擴壓器主要參數(shù)的確定：除b?、b?和直徑比D?/D?外，還有葉片的進出口角度，葉片數(shù)目和型D,/D?=1.081.15,擴壓器進口速度大時，可取上限。氣體離開葉輪出口后，必須有一定的間隙，以使氣流均勻和減速，改善擴壓器進口狀況。b3也要大點，可進一步減速，減小流動損失。一般希望葉片擴壓器進口的Mc?<0.7~0.8.。進口安裝角度a按氣體角度a確定。由于增大a和D?都可以進一步擴壓，因此，就有兩個參數(shù)之間的協(xié)調關系。首先，進出口面積之比要求是k=A,/A?=2.53.0;擴壓器的當量擴張角取最優(yōu)值：擴壓器的損失系數(shù)在當量擴張角4.8°時最小，其計算公式為：因為氣流有保持流動角度方向不變的趨勢，所以葉片角度的增大要考慮氣流在吸力面的分離，一般推薦α-asa-12°~15°;相應地，葉片擴壓器直徑比D4/D2,對中間級為1.45~1.55,對末級為0.35~1.45。葉片數(shù)目按葉輪的類似思想選擇：(1/1)中1為弦長，t柵距。實驗結果認為(1/1)取2.0-2.4較好(比葉輪的數(shù)值小)。葉片擴壓器的葉片數(shù)目一般為16~22片，要少于動葉輪的數(shù)目，以防止喘振。同時也不應與葉輪葉片數(shù)目相等或成倍數(shù)，以避免共振。葉片形式多采用單圓弧，板式或機翼式葉片。3)特點：優(yōu)點：擴壓程度大，尺寸??；設計點效率高，特別是進口氣流角度小的時候，效果更加明顯，可比無葉擴壓器高3-5%。缺點：變工況效率低；變工況時易首先發(fā)生流動分離，引發(fā)喘振；穩(wěn)定工況范圍窄；Ma高時，損失較大。4)其他葉片擴壓器：直壁形擴壓器或楔形擴壓器，它們的效率雖然有一定改善，但加工太麻煩。第四節(jié)彎道和回流器彎道內無葉片時，氣體在彎道內依然遵守動量守恒和流量守恒定律。一般D?=Ds,從動量守恒可知，C?u=Csu,但對于徑向流動而言，由于離心運動，5-5截面的Cr速度將不均勻，這導致平均的a會增大，另外由于粘性作用，5-5截面的圓周速度也會進一步減小，所以a進一步增大。某些試驗表明，無葉擴壓器后，α增大了8度，葉片擴壓器后，α增改進的方法是：從4到5截面略為收斂一點；但如果流道寬度偏窄，也可以略微增大。作用：通過葉片使氣流按90度方向進入下一級，為了考慮回流器后面的氣流角度的落后角度，可使回流器再增大5-7度。回流器葉片中線一般是圓弧形的，為等厚度或變厚度圓弧葉片；對等厚度葉片，通道寬度逐漸向內徑方向增大。流動一般不擴壓(因為是鑄造成型，表面粗糙),且速度變化要均勻。要考慮葉片阻塞影響，葉片數(shù)目一般為12-18。彎道和回流器損失也不小，與擴壓器中相當，這是因為其損失系數(shù)較大，所以，也是可以改進的地方。第五節(jié)蝸殼(排氣室)作用：收集氣體，引出到排氣管或冷卻器中。1)基本假設：a.蝸殼內氣體的動量矩保持不變；b.蝸殼進口的氣流沿圓周均勻，因此其流量流量沿進口圓周按比例增加，以下按通風機蝸殼的方式講解(公式簡單，可突出基本原理)按基本假設，蝸殼各不同截面上所流過的流量e。與該截面和蝸殼起始截面之間形成夾角成正比。即氣流進入蝸殼后，動量矩保持不變2)蝸殼內壁型線：假設蝸殼為等寬度蝸殼，寬度為B。此時，流過蝸殼各個界面的流量應該為此式表明：蝸殼內壁型線為一條對數(shù)螺旋線。對于偏心的矩形蝸殼，可取c'=(0.65～0.75)C。對其他形狀蝸殼，可按實際情況積分計算(參考書中內容)。實驗表明，蝸殼截面形狀對流動性能的好壞影響不大，但不對稱蝸殼的效率較高。在離心壓縮機的設計中，采用?；ㄊ亲羁煽亢脱杆俚脑O計方法。?；ㄊ歉鶕?jù)相似原理，選擇一臺性能好的壓縮機，經(jīng)過模化放大縮小來設計新的壓縮機。另外，當受到試驗條件的某些限制，同樣可以運用相似原理，對模型機進行實驗測試，然后通過性能換算的方法，換算到樣機設計條件下的性能。第一節(jié)相似理論及離心壓縮機相似條件一、相似原理相似理論指出，在兩物理現(xiàn)象中，如果對應點上同一物理量的比值均保持為常數(shù)，則兩物理現(xiàn)象相似。要保持相似流動，必須保持幾何相似、運動相似、動力相似和熱力相似。由于離心壓縮機中工質溫度不高，熱交換可以省略，因此可以不考慮熱力相似問題，而只需要考慮幾何相似、運動相似和動力相似三個條件。一)幾何相似幾何相似意味著實物和模型壓縮機各對應長度之比相等，對應角度相等，即幾何圖形相似。這是保持兩臺壓縮機流動相似的先決條件。嚴格的講，實物和模型機的表面相對粗糙度也應相等，但實際比較難實現(xiàn)，粗超度的影響一般也不嚴重，因此忽略其影響，或通過修正方法對此進行考慮。以下用下角標“M”表示模型壓縮機，則對于幾何相似條件，要求滿足下列公式：β=βAM,β?A=β?AM,α3A=α3AM,α4A=α4AM二)運動相似運動相似即要求實物與模型壓縮機在對應點上的速度三角形相似，即要保證其速度方向相同、大小成比例。在幾何相似的前提下，運動相似可以用葉輪進口速度三角形相似代表。如果葉輪進口處預旋c=0,則c,=c,這時只要保持流量系數(shù)。=相等，則進口速度三角形相似。如果c≠0,這時除保持流量系數(shù)。=外，還要保持β?=β,α,=αM(5-2b)三)動力相似動力相似是指實物與模型壓縮機流場中，對應點上同名力(或同性質的力)的方向相同、大小成比例，且比值為常數(shù)，即離心壓縮機中，幾何相似是運動相似和動力相似的前提和依據(jù)，動力相似是決定流動相似的主導因素，而運動相似則是幾何相似和動二、離心壓縮機中的動力相似條件在離心壓縮機中，氣體微團受到的作用力主要有慣性力、粘性摩擦力、壓力、彈性力和重力等。壓縮機中，重力的作用比其他力的影響要小很多，可以忽略不計。因此，對剩余的力進行分析，就可以得到滿足動力相似的基本條件。從公式(5-3)可見，實物壓縮機流場中的各種力與其自身的慣性力相比，其值應該等于模型機流場中對應的力與其慣性力的比值。按量綱分析，流體微團的慣性力、粘性摩擦力、壓力、彈性力可表示如慣性力：(此處a是加速度)彈性力：F=E、AxE、L2因為對于理想絕熱壓縮氣體而言，其體積彈性模量為：又理想氣體的絕熱壓縮過程上式中，L為特征尺寸，V為特征速度。為了方便，我們對實物與模型機中的流體微團的慣性力與其本身各種力進行對比、計算。得到如下公式：一)雷諾數(shù)(Re數(shù))二)馬赫數(shù)(Ma數(shù)),所以：三)歐拉數(shù)(Eu數(shù))若對歐拉數(shù)乘上絕熱指數(shù)k,可得下列公式：從公式(5-4)到(5-6)可以看到，如保證Re數(shù)、馬赫數(shù)(Ma)和氣體絕熱指數(shù)x相等，則歐拉數(shù)(Eu)也可以保持相等。由于離心壓縮機中工質溫度不高，熱交換可以省略，因此可以不考慮熱力相似問題，所以，不考慮普朗特數(shù)(Pr)、傅里葉數(shù)(Fo)和努塞爾特數(shù)(Nu)等反映傳熱過程的相似準則。另外，由于反映非定常運動的斯特羅哈爾數(shù)(Strouhalnumber,St=v*t/1)不如前述無量綱數(shù)影響大，也一般不予考慮；此外，目前還沒有反映湍流度的決定性準則，故湍流度的影響也沒有考慮。三、壓縮機相似的條件因此，綜上所述，主要決定實物和模型壓縮機流動相似的條件為：1)幾何相似；2)進口速度三角形相似，即流量系數(shù)相等，且絕對進氣角度相等；(運動相似)3)表征粘性影響的準則數(shù)Re數(shù)相等；4)表征可壓縮性影響的準則數(shù)Ma數(shù)相等；5)絕熱指數(shù)x相等。在離心壓縮機中，反映可壓縮性對流動影響的相似準則為Ma數(shù)，要保持實物與模型壓縮機流動相似，必須保持Ma數(shù)相等。另外，從Re數(shù)同時相等幾乎是不可能的，除非實物與模型幾何尺寸完全相同，工質和進口流動條件都相同才可以。然后根據(jù)Re數(shù)的試驗值進行修正。數(shù)大于臨界值Re時，這時Ma數(shù)和Re數(shù)都對流動特性影響很小，可以認為模型與實物中的流動已進入自動?；?，為使用方便，我們通常選用機器雷諾數(shù)來表示Re的大壓縮機用于抽真空時的Ma數(shù)和Re數(shù)的關系及對性能的影響：當壓縮機用于抽真空時其進口密度。很小，而動力粘性系數(shù)μ基本不變，因此進口處的Re數(shù)會小于臨界值Re,而Re數(shù)低時易引起層流附面層的分離，損失將增大，因此抽真空時壓縮機性能會下降，故應增大壓比的裕量。第二節(jié)壓縮機的相似工況計算方法和表示性能曲線的組合參數(shù)當實物壓縮機與模型壓縮機之間滿足了幾何相似(公式(5-1))、進氣條件相似(公式(5-2))、各對應馬赫數(shù)相等以及絕熱等熵指數(shù)相等的條件下，兩壓縮機的相似工況點的性能參數(shù)之間存在如下關一)流量系數(shù)。和體積流量q:又因為(運動相似φ?=中)故得(5-7a)另外a=α,由體積流量關系知q=c,A,qw=cA,可得或公式(5-7)是壓縮機流動相似的必要條件之一。有二)轉速關系：因Maz=Ma,有則公式(5-8)是壓縮機流動相似的必要條件之一。三)質量流量q公式(5-9)也是壓縮機流動相似的必要條件之一。如果令故溫度之比。變換形式，有即兩壓縮機各對應點溫度之比相等。二)壓比ε=P?/p由連續(xù)方程和狀態(tài)方程peA=P?e,A?=P?C?A?,得又三)多變效率由所以又利用所以n=7m=m四)絕熱(等熵)效率由多變效率與絕熱(等熵)效率之間的關五)能量頭系數(shù)根據(jù)等熵能量頭關系式：又ε=ε,所以(5-15)六)功率關系第三節(jié)用組合參數(shù)表示的無量綱性能曲線在給定的進口溫度和壓力下，通過試驗可得到壓縮機流量與壓因此，如用流量系數(shù)。和馬赫數(shù)Ma?,或他們的等價參數(shù)來表示c=f?(φ,Maz)所以這種性能曲線可用于大小不同的相似壓縮機，相應的性能曲線見二、同一臺壓縮機的相似工況因為u?=πD?n/60,則(注意，這里忽略了直徑D?的影響)可以用來代替。又因為所代替。所故性能曲線關系式有以下表其實，通過第二小節(jié)中總結的公式，可以更方便的看到用組合參由轉速關系公式(5-8)變形可得，新機器與原型(模型)機與機器馬赫數(shù)Ma相對應的組合參數(shù)之間關系如下：由公式(5-7a)變形得，新機器和原型(模型)機與葉輪葉道進口流量系數(shù)。相對應的組合參數(shù)之間關系如已知原型(模型)機組合參數(shù)表示的性能曲線時，只要用同的相似工況下的性能換算，K,=1。圖5.3壓縮機通用性能曲線 如上圖5.3通用性能曲線，表述了同一臺壓縮機在不同。/JRT。下，離心壓縮機壓比。和多變效率，隨流量組合參數(shù)q/√RT的變化趨這種通用性能曲線主要用于?；O計和同一臺壓縮機不同工況下的性能換算。三、比轉速轉速是壓縮機設計中的重要參數(shù)。轉速的影響在能量頭系數(shù)和流量系數(shù)中已經(jīng)隱含的表現(xiàn)出來，但如何能顯式的體現(xiàn)出它的影響?例如對于同樣的設計要求，可以通過高轉速、低能量頭系數(shù)和寬葉輪滿足要求，也可以采用低轉速、高能量頭系數(shù)和窄葉輪實現(xiàn)設計，但是這兩種葉輪的性能曲線特點和最高效率肯定不同。以下討論如何顯式地表現(xiàn)出轉速的影響。我們已知能量頭系數(shù)的表達式為：下面以多變能量頭系數(shù)為例，則對于相似壓縮機，相似工況點的能量頭系數(shù)相等同理，相似工況點的流量系數(shù)的也相等，即將(5-23)得到直徑比：將該直徑比代入(5-24)式，得到：將模型機和實物的量歸納到一起，可得比轉速是壓縮機相似的必要條件，但不是充分條件。比轉速只適用于單級，不適用于整機；且比轉速是葉輪形式的直第四節(jié)相似?；O計相似模化方法具有設計簡單、性能可靠的優(yōu)點，因此在設計新的離心壓縮機時，經(jīng)常采用這種方法。如果掌握了大量的單獨級、級組或整機的原型試驗數(shù)據(jù)，并且在較寬的馬赫數(shù)Ma范圍內知道它們的性能曲線，那么利用相似?；姆椒ㄔO計新的機器是很方便的。設計新機器通常需要知道進口條件p、T、氣體常數(shù)R和定熵指數(shù)k,另外需要給定設計壓比ε和流量q(或q)。為了正確合理地使用原型機器的性能曲線，必須滿足下列條件：1)根據(jù)相似條件。=82)在模型機上找出滿足設計壓比。的設計工況點，這個工況點應有足夠高的效率，并遠離喘振線。4)按效率、溫比和其他無因次量曲線，獲得?；O計的壓縮機的多變效率和其他參數(shù)等等。相似設計方法的主要任務在于確定比例常數(shù)、圓周速度u、轉速n、以及氣動性能計算。原型機器設計工況點是給出的，如進口溫度、壓力、體積流量等。根據(jù)模型機的實驗數(shù)據(jù)，可按下式求出比例常數(shù)k,、u、n和N。實物與模型壓縮機的尺度比：實物壓縮機的線速度：實物壓縮機的設計轉速：實物壓縮機的功率：實物壓縮機的性能曲線也可以通過相似公式換算得到。對于帶有中冷器的壓縮機，如果各段進口溫度保持相同，則各段的進出口溫比仍然保持一樣，所以，實物和模型壓縮機可以直接?；?見書中證明)。其他情況只要嚴格按照模化公式和原理進行?；O計即可。第六節(jié)性能換算在做模型機實驗時，一定要注意需要機器馬赫數(shù)M?相等。如果對于有中冷器的壓縮機，還需要滿足溫比條件等附加要求。如果一般而言，實驗臺需要通過調整模型機轉速滿足實物壓縮機設計性能的要求。主要有定熵指數(shù)指數(shù)K相同，但是Mu不同的，這個可以看圖6-2(p113),了解機器馬赫數(shù)Ma對性能的影響。具體換算公式自學!!!第六章離心壓縮機的性能曲線和調節(jié)第一節(jié)離心壓縮機的性能曲線壓縮機整機的性能曲線與級的性能曲線有大致類似的形狀，一般有功率-流量、壓力流量、效率流量三條曲線。典型的性能曲線圖可見圖6-1和圖6-2。效率和壓力的曲線形狀不用再詳細說明。對于功率曲線，從總功的角度看，大約是體積流量的二次函數(shù)，二次曲線開口向下還是向上取決于出口葉片安裝角度。對于變轉速壓縮機，對應每條曲線，都有一套性能曲線(圖6-3),另外，還有等效率線的表現(xiàn)方式(圖6-4)。圖6-3和6-4中，每個轉速下的壓力-流量曲線的左端點，為性能曲線的喘振點，壓縮機只能在大于喘振流量的大流量范圍內工作；曲線的右端點為阻塞工況點，壓縮機在大于該點流量下工作，壓比小于1或顯著降低。或k。=(Qm-em)/g來表示風機穩(wěn)定工況范圍的大小。將不同轉速下的性能曲線的喘振點連接成曲線，就構成了壓縮機的喘振線。還有用無量綱參數(shù)表示的性能曲線。但都是以流量或流量系數(shù)為橫坐標。一一、級數(shù)對壓縮機性能曲線的影響以一個兩級壓縮機為例討論級數(shù)對性能曲線的影響，假定兩個性能曲線完全相同。對于更多級的影響，可從討論結論中看出變化的趨因為通過兩級的質量流量相等，可見，第二級的進口體積流量變小。結論1:相同性能的兩個級構成的兩級壓縮機，其總的進口體積流量將受到最小進口流量較大的那個級的限制，即e會增大。下面用組合參數(shù)來討論這個問題：我們知道，氣體經(jīng)過第一級葉輪后，一定有較明顯溫升，但如果損失過大，壓比ε會等于或小于1,,可知此時m會趨于小于1的數(shù)。另外，組合參數(shù)的流量表示方法為：將第一級和第二級的組合流量比較，可以看到：當壓縮機效率高的時候，多變指數(shù)m接近1.4。假設m=1.4,則,所以，∴正常情況下，第一級的,也就是第一級進口組合流量大。如此，則第一級取較大的組合流量時，第二級的組合流量可能已經(jīng)很小了。所以，相同性能的兩個級構成的兩級壓縮機，其總的進口體積流量將受到最小進口流量較大的那個級的限制，即會增大。(結論1)但另一個方面，當。很大，此時ε很小，但溫升可能較大，即所以，第二級的變大，∴第二級首先達到阻塞工況。綜上所述，兩級壓縮級間中，第二級首先達到喘振流量或達到阻塞流量，所以由于多級效應，整機壓縮機最小流量變大，而最大流量會變小一點，所以壓縮機穩(wěn)定工況變窄。二、轉速變化對壓縮機性能曲線的影響對壓縮機，轉速增加，則前面級的加功能力大增，∴后面級的容積流量比設計值更明顯偏小，所以后面級易進入喘振工況；如果為了滿足后面級的流量要求而增大前面級的流量，則前面級因為M增大，易進入阻塞工況。另外，氣流馬赫數(shù)增大，流量偏離設計值時，就會使得損失大大增大，也使得性能曲線變陡。從另外一個方面看，如果降低轉速，則小流量時，壓縮機做功能力可能與設計轉速的能力相同，對于第二級而言，剛好是其設計流量，進一步降低流量，直到前面級發(fā)生喘振，第二級的流量還比較大，所以，當轉速下降時，前第一級容易發(fā)生喘振現(xiàn)象；當?shù)谝患壛髁看笥谠O計流量，則因為其加功能力大降，所以，第二級的流量將大于其設計流量，進一步增大流量，則第二級容易先進入阻塞工況。三、中間冷卻對壓縮機性能曲線的影響經(jīng)過中間冷卻，容積流量變得更小，后面級更容易進入喘振工況。所以，多段情況下，即使第一級進口流量變化不大，也會引起末段體積流量相當大的變化，超出喘振和阻塞邊界。段數(shù)越多，這種現(xiàn)象越嚴重?？傊?，多級壓縮機的穩(wěn)定工況范圍變窄，且主要取決于最后幾級。因此，為了擴大整機的穩(wěn)定工況范圍，應盡量設法使后面級的性能曲線平坦些。如后面級采用出口角度較小的工作輪。第二節(jié)壓縮機與管網(wǎng)聯(lián)合工作一、管網(wǎng)及其性能曲線與壓縮機聯(lián)合工作的送風系統(tǒng)，簡稱管網(wǎng)。壓縮機與管網(wǎng)的工作方式常見有壓氣機向管網(wǎng)送氣，壓氣機工作在管網(wǎng)中間。氣體通過管網(wǎng)時所克服的阻力(即壓力損失)與其流量的關系稱網(wǎng)系統(tǒng)：1.簡單管網(wǎng)系統(tǒng)的性能曲線，一般配由管道和冷卻閥門組成，即：P=AQ22.復雜的管網(wǎng)系統(tǒng)的性能曲線，具有貯氣器的管網(wǎng)系統(tǒng)或壓氣機向液體內部注入氣體，其性能曲線為：P=Pr+AQ2二二、壓縮機與管網(wǎng)的聯(lián)合工作聯(lián)合工作的工況點的確定以及變化：1.把壓縮機的性能曲線和管網(wǎng)性能曲線畫在一起，橫坐標表示質量流量Qm,縱坐標表示壓力，則兩條曲線的交點即為風機與管網(wǎng)的平衡工作點。2.工況點的改變可以通過改變管網(wǎng)性能，也可以通過管網(wǎng)性能曲線獲得。三、壓縮機與管網(wǎng)聯(lián)合工作的平衡點的穩(wěn)定性1.具有負反饋的風機與管網(wǎng)系統(tǒng)聯(lián)合的工作狀態(tài)是穩(wěn)定的。△P=Pa-P<0,∴Q要減小。流量減小，產(chǎn)生的壓差△P>0,∴Q要增大。即平衡點位于壓縮機性能曲線的右支時，平衡工況點是穩(wěn)定的。2.平衡工況點位于壓縮機性能曲線的左支時的情況如圖1-31,流量由g→Q,