《离心压缩机》PPT课件

气体在旋转叶轮中的流动与速度三角形 相对速度（ w）：与叶片的 切线方向一致。 牵连速度（ u）： 绝对速度（ c）：圆周速度与 相对速度的合成。 三者之间的关系可以用速 度三角形表示。 60 2 2 nDu 3.1.2 离心压缩机的基本工作原理 3.1.2.1 连续方程 （ 1）连续方程的基本表达式 c o n s tfcqqqq rVV i ninViim 22222 气体作定常一元流动，流经机器任意截面的质量流量相等， 其连续方程表示为： 方程说明：随着气体在压缩过程中压力不断提高，其密度不 断增大，容积流量沿机器不断减小。 式中： qm为质量流量 kg/s,qv为容积流量 m3/s,为气流密度 ,f 为截 面面积 ,c2r为垂直该截面的法向流速 。 （ 2）连续方程在叶轮出口的表达式 连续方程在叶轮出口处的表达式 ， 反映流量与叶轮几何 尺寸及气流速度的相互关系 。 3 2 2 2 2 2 2 222 60 u nD bqq rVm 式中： D2为叶轮外径 , b2为叶轮出口处的轴向宽度 , 为叶轮出口的相对 宽度。考虑到叶轮结构的合理性和级效率 ,通常要求 。 为叶轮叶轮出口处的流量系数 ,它对流量、理论能量头和级效率均 有较大的影响，根据经验的选取范围，不同类型叶轮取值不同。 2为 叶轮出口的通流系数（或阻塞系数）。 2 2Db 065.0025.0 2 2 Db 2 22 u c r r A AA D Z bD ZbZbD 22 2 22 2 2 2 22 22 2 s i n1 s i n 2 s i n 说明：叶论出口连续方程式常用来校核 各级叶轮选取 的合理性。 2 2Db 表示铆接叶轮中连接盘、盖的叶片折 边；无折边的铣制、焊接叶轮， =0。 3.1.2.2 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，称为叶轮机械的基本方程。由流体力学的动量矩定理 导出，其表达式： 1122 ucucHL uuthth 也可表示为： 222 2 2 2 1 2 1 2 2 2 1 2 2 ccuuHL thth 式中 Lth 为叶轮输出的欧拉功 ， Hth为每千克流体所接受的能量称为理论 能量头 ， 单位是 kJ/kg。 欧拉方程的物理意义： 欧拉方程指出的是叶轮与流体之间的能量转换关系 ， 它遵循 能量转换与守恒定律； 只要知道叶轮进出口的流体速度 ， 即可计算出一千克流体与 叶轮之间机械能转换的大小 、 而不管叶轮内部的流动情况； 该方程适用于任何气体或液体 ， 既适用于叶轮式的压缩机 ， 也适用于叶轮式的泵； 推而广之只需将等式右边各项的进出口符号调换一下 ， 亦适 用于叶轮式的原动机如汽轮机 、 燃气轮机等 。 原动机的欧拉方程为 2211 ucucHL uuuu 叶片数有限的理论能头： 轴向旋涡 液体由于存在惯性力， 产生轴向涡流，方向与叶轮转动方 向相反。 结果 使得相对速度和绝对速度产 生滑移。 无预旋： 一般情况下气体是从径向流入叶道入口，简称径向进入叶轮或气 流无预旋进入叶轮。此时 090 11 uc， 22 ucH uth 有限多叶片相对速度的分布 工作面一侧相对速度小，非工 作面一侧相对速度大。 为此，斯陀道拉提出了计算周向分速的半理论半经验公式： 滑移速度与叶轮结构、叶道中 流动情况及流体性质有关。 滑移系数 得到有限多叶片的理论能头的计算公式： 2 2222 2 2222 s i n1 uZc t guucH AAruuth 此方程为离心压缩机计算能量与功率的基本方程式。 说明： 主要与叶轮圆周速度有关、流量系数、叶片 出口角和叶片数有关。 式中： 称为理论能量头系数或周速系数。 u2 thH 3.1.2.3 能量方程 能量方程用来计算气流温度（或焓）的增加和速度的变化。 根据热力学的能量转换与守恒定律，当气体在 级中作稳定流动时，取级中任意两截面 a、 b间 的系统作为考察对象，则对单位质量气体有： 22 202000202000 cchhccTTcqL pth 能量方程的物理意义： 能量方程是既含有机械能又含有热能的能量转化与守恒方程 ， 它 表示由叶轮所作的机械功 ， 转换为级内气体温度 （ 或焓 ） 的升高和 动能的增加； 该方程对有粘无粘气体都是适用的 ， 因为对有粘气体所引起的能 量损失也以热量形式传递给气体 ， 从而使气体温度 （ 或焓 ） 升高； 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 与气体的热焓升高相比较是很小的 ， 故可认为气体在机器内作绝热 流动 ， 其 q=0； 该方程适用任一级，也适用于多级整机或其中任一通流部件，这 由所取的进出口截面而定。 例如对于叶轮而言，能量方程表示为 对于扩压器而言，能量方程表示为 22 2 1 2 2 12 2 1 2 2 12 cchhccTTcH pth 22 2 4 4 2 3 3 cTccTc pp 对任意截面而言，能量方程表示为 由此可以得到温差的计算公式： 3.1.2.4 伯努利方程 应用该方程将流体获得的能量区分为有用能量和能量损失，并 引入压力参数，表示出压力的增加，将机械功与级内流体压力 升高的静压能联系起来，其表达式为： 00 2 0 2 00 0 2 h y dthth H ccdpHL 式中 为级进出口静压能头的增量 , 为级内的流动损失 。 00 dp 00 hydH 上式根据热力学第一定律和能量方程推导求得。 假设气体在某流道中由界面 a向界面 b作稳定流动，并在这股气流上建立动 坐标系，由于气流与外界无质量交换，可看作封闭的热力系统，则得到： baabab dphhq 实际上，气体是相对静止坐标系流动，有气体进、出界面的开口热力系统。 因此，单位质量气体从界面 a流向界面 b实际得到的热量应包括两部分：一 是从系统外传入的热量，二是由于气体的流动所有的能量损失转化的热量， 即： 如果考虑内漏气损失和轮阻损失 ,上式表示为 00 2 0 2 00 0 2 l o s st o tt o t H ccdpHL 式中 为叶轮消耗的总功 , 为级内每千克气体获得的总 能量头 , 为级中总能量损失 。 totL tot H 00 lossH )1( dflthdfltht o t HHHHH )1( dfltht o t HH 叶轮对每千克有效气体的总耗功（总能量）为 。称轮阻损失系数，一般 ；般称内漏气损失系数，一式中，令 13.002.0/ 05.0005.0/ HqN qq dfthmdfdf lmmll 伯努利方程的物理意义 : 通用伯努利方程也是能量转化与守恒的一种表达式 ,它表示叶 轮所做机械功转换为级中流体的有用能量 (静压能和动能增加 ) 的同时 ,由于流体具有粘性 ,还需付出一部分能量克服流动损失 或级中所有的损失； 它建立了机械能与气体压力 p、 流速 c 和能量损失之间的相互 关系； 该方程适用一级，亦适用于多级整机或其中任一通流部件，这 由所取的时出口截面而定 ； 对于不可压流体 ， 其密度 为常数 ， 则 可直接 解出 ， 因而对输送水或其他液体的泵来说应用伯努利方程计算 压力的升高是十分方便的 。 而对于可压缩流体 ， 还需知道 p=f （ ） 的函数关系及热力学基础知识才可解决 。 12 2 1 ppdp 对于叶轮而言： phyth H ccdpH d i m 2 1 2 22 1 2 或 l o s s i m pth H ccdpH 2 2 1 2 22 1 对于某一固定部件，如扩压器 h y d d i fH dpcc 4 3 2 4 2 3 2 3.1.2.4 压缩过程与压缩功 11 1 1 2 1 2 1 m m p o lp o l i p pRT m mHL M Wdp 根据热力过程不同，确定每千克气体所获得的压缩功，即有 效能量头。 对于多变过程，则多变压缩功为 式中 称为多变压缩有效能量头 ， 简称为多变能量头 。 polH 能量头系数 ：能量头与 之比，那么多变能量头系数表示为 22u H pol pol 或 2 2uH p o lp o l 22u 多变能头系数的大小，表示叶轮圆周速度用来提高气体压力比的能量利用 程度。 3.1.3 级内的各种能量损失 级中能量损失包括三种：流动损失、漏气损失、轮阻损失 3.1.3.1 级内的流动损失 （ 1）摩阻损失 产生原因 ：流体的粘性是根本原因。从叶轮进口到出口有流 体与壁面接触，就有边界层存在，就将产生摩阻损失。 大小 ： 2 2 m hm f c d lH 为摩阻系数 ，是 Re与壁面粗糙 度的函数。 通常离心压缩机中气流的 Re大于临界雷诺数， 在一定的相对粗糙度下， 是常数，则 hf与 qv2成正比。 Df Re, 减小措施： （ 2）分离损失 产生原因： 通道截面突 然变化，速度降低，近 壁边界层增厚，引起分 离损失。 大小： 大于沿程摩阻损 失。 86 8.16.1 11 22 2 1 ff 受流道形状、壁面粗糙度、气流雷诺数、气体湍流程度影响。 减少措施： 控制通道的当量扩张角 ； 控制进出口的相对速度比 （ 3）冲击损失 产生原因： 流量偏离设计工况点，使得叶轮和叶片扩压器的 进气冲角 i0，在叶片进口附近产生较大的扩张角，导致气流 对叶片的冲击，造成分离损失。 减少措施： 控制在设计工况点附近运行；在叶轮前安装可转 动导向叶片。 大小： 采用冲击速度来表示，正冲角损失是负冲角损失的 10 15倍。 11 Ai其中进气冲角 （ 4）二次流损失 产生原因 ：叶道同一 截面上气流速度与压 力分布不均匀，存在 压差，产生流动，干 扰主气流的流动，产 生能量损失 。 在叶轮和弯道处急剧 转弯部位出现。 减少措施 ：增加叶片数，避免急剧转弯。 大小 ：叶道的弯曲，气流速度方向的变化急剧与否。 （ 5）尾迹损失 产生原因 ：叶片尾部有一定厚度，气体从叶道中流出时， 通流面积突然扩大，气流速度下降，边界层发生突然分离， 在叶片尾部外缘形成气流旋涡区，尾迹区。尾迹区气流速 度与主气流速度、压力相差较大，相互混合，产生的能量 损失。 减少措施 ：采用翼型 叶片代替等厚叶片； 将等厚叶片出口非工 作面削薄。 大小 ：与叶道出口速 度，叶片厚度及叶道 边界层有关。 3.1.3.2 漏气损失 （ 1）产生漏气损失的原因 存在间隙；存在压力差。 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、轴端的间隙，产生 漏气，存在能量损失。 密封型式：机械密封，干气密封，浮环油膜密封，梳 齿密封 （ 2）密封件的结构形式及漏气量的计算 结构形式： 在固定部件与轮盖、隔板与轴套、轴的 端部设置密封件，采用梳齿式（迷宫式）密封。 工作原理：利用节流原理。 减小通流截面积，经多次节 流减压，使在压差作用下的 漏气量尽量减小。即通过产 生的压力降来平衡密封装置 前后的压力差。 密封特点：非接触式密封， 有一定的泄漏量。 设计中应注意： 减小齿逢间隙； 增加密封齿数； 加大齿片间的空 腔和流道的曲折 程度。 漏气量计算： 漏气量大小取决于装置前后压力差 、 密封结构型 式 、 齿数和齿缝间隙截面积 。 分两种情况计算： 由连续方程和伯努利方程可知通过齿顶间隙的漏气量 ， 1）轴封处向机外泄漏的外泄漏，其大小取决于装置前后压力 差。 如果密封装置前后压力差小，气体流过齿缝的速度低于音速， 这时利用不可压缩流体计算漏气量。 aa baba ml VZp ppppDsq 如果压力差比较大 （ 即达到某一临界值 ） ， 最后一个齿缝间 隙的气速达到临界音速 ， 使装置发生堵塞工况 ， 漏气不再随装 置前后压力差的增大而增加 ， 则最后一个齿缝间隙中的气体比 容最大 ， 最先达到音速 。 流速达到临界音速时 ， 漏气量计算 a a ml V p BZ Dsq 2 11 1 式中为流量修正系数 ， 一般 ， 为齿顶间隙处的通流 面积 ， Z为密封齿数 ， 下标 a、 b为密封前 、 后的几何位 置 。 ， k为等熵指数 ， 如空气的等熵指数 k=1.4,B=0.684。 73.067.0 1 1 1 2 1 2 k kk kB 临界压力比的确定： 112 1 21 ZBk k k cr 2） 轮盖密封的漏气量及漏气损失系数 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，应单独计算。 因单级叶轮所能达到的增压不大，一般达不到临界压力比。 应用式 （ 3-23） 并根据实验与分析简化 ， 可得轮盖密封处的漏气量为 2 2 1 2 14 3 D D ZuDsq mml 若通过叶轮出口流出的流量为 ， 则可求得轮盖处的漏气损失系数为 m r m ml l D b D D ZD s D D q q 2 2 2 2 2 2 2 1 22 1 4 3 式中一般取， Z=4 6齿，齿顶间隙 ， 。该漏气损失系 数在计算总能量头时，将会被用到。 mms 4.0 2 2 V Vin m 3.1.3.3 轮阻损失 产生原因 叶轮旋转，轮盖、轮盘的外缘和轮缘与周围的气体发生摩擦，产 生的损失 大小： 与轮盘的粗糙度，相对侧隙及雷诺数有关。 利用等厚度圆盘在水中作低速旋转实验，分析计算得轮阻损失功 率为： 2 2 2 3 2 2 51 1 0 0 D eDuKN df 对于离心叶轮，得到： 2 2 2 3 2 2 51 10054.0 D eDuN df 得到轮阻损失系数 df 2 2 222 2222222 2 2 3 2 2 1 0 0 0 1 7 2.01 0 0 54.01 0 0 01 0 0 0 D bcubDc D u Hq N ur urthm df df 3.1.4 多级压缩机 3.1.4.1 采用多级串联和多缸串联的必要性 压缩机运行安全， 设计合理。 对于要求增压比或 输送轻气体的机器 需要两缸或多缸串 联起来形成机组。 多级串联理由： 压缩机压比高 而单级压力比低，需采用多级压 缩； 多缸串联的理由： 3.1.4.2 分段与中间冷却以减少耗功 降低气体的温度，节省功率，采用分段中间冷却器。 如果段数为 N，则中间冷却器的个数为 N-1个。 经过各段间冷却器存在压力损失；中间冷却器和管道的阻力降， 加大功率消耗。因此，要合理选择压缩机的段数。 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。 采用分段冷却要考虑下列因素： 满足用户的要求 o被压缩介质的特性属于易燃 、 易爆 （ 如 H2、 O2等 ） 则段出口的 温度宜低一些 ， 对于些某化工气体 ， 因在高温下气体发生不必 要的分解或化合等化学变化 ， 或会产生并加速对机器材料的腐 蚀 ， 这样的压缩机冷却次数必需多一些 。 o用户要求排出的气体温度高 ， 以利于化学反应 （ 由氮氢化合生 成氨 ） 或燃烧 ， 则不必采用中间冷却 ， 或尽量减少冷却次数 。 段数确定后，根据总耗功最小的原则，确定每一段的最佳压 力比。 3.1.4.3 级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关系 （ 1）减少级数与叶轮 圆周速度 关系 叶轮材料强度的限制 不同材料对圆周速度的限制不同 。 叶轮马赫数的限制 气流的 升高 ， 级效率下降 、 性能曲线变陡 、 工况范围变窄 。 叶轮相对 宽度 的限制 相对宽度变小 ， 造成效率下降 。 21 cw MM 和 减少级数，结构紧凑。为满足要求，需提高叶轮的圆周速度。 （ 2） 级数与气体分子量的关系 气体分子量对马赫数的影响 ininin u kT u R k T u c u M R 8315 8315 222 2 而机器马赫数 由于气体常数 因此，压缩重气体应主要考虑马赫数的影响，限制了 u2的提 高，不考虑叶轮材料的影响；反之，压缩轻气体，应主要考 虑叶轮材料强度的影响。 气体分子量对所需对所需压缩功的影响 1 1 831 5 1 polk k p o linp o lp o l k kTHL polk k m m 11 由 多变压缩功表示为： 说明：多变压缩功的大小与气体的分子量和等熵指数有 关，尤其是 对多变压缩功的影响较大，因此要达到同样 的压力比，压缩重气体时，所需的级数少。 3.1.5 功率与效率 3.1.5.1 单级总耗功、功率和效率 （ 1） 单级总耗功、总功率 考虑叶轮在旋转过程中所消耗的功，故一个叶轮对 1kg气体的总耗功为： kgkJHHHHHL thdfldfltht o tt o t /1 则流量为 的总功率为： mq kWHqHqN thmdflt o tmt o t 1 对于闭式后弯型叶轮， 一般 。 总能量头分配如图所示。 04.002.0 dfl （ 2）级效率 按照不同的定义 ， 级效率有以下几种 ， 分述如下： 多变效率 是级中的气体由 升高到 所需的多变压缩 功与实际总耗功之比 ， 表示为 21 1 1 2 0 2 0 00 1 0 0 0 cc TT k kR p p RT m m H H L L m m t o t p o l t o t p o l p o l pol 0p 0p 通常 ,因而有 00 cc 1 1 1 )( 1 00 00 k k m m TTR k k TTR m m p o l 该式得出，已知多变效率，则可算出多变指数，反之亦然。 同理：等熵效率与等温效率分别是气体由压力 升高到 所需等 熵压缩功或等温压缩功与实际总消耗功之比。 0p 0p （ 3） 多变能量头系数 由多变能量头系数定义得： poludflt o tpolpolpol u HuH 22 2 2 2 1 上式表明：多变能量头系数与叶轮的周速系数、多变效率、漏 气损失系数和轮阻损失系数的相互关系。 在比较效率的高低时，应在相同条件下比较并注意： 与所指的通流部件的进出口有关。 与特定的气体压缩热力过程有关。 与运行工况点有关。 通常使用较多的是级的多变效率，其由级的性能实验获得，或 由与其相似的模型级性能实验获得，或由产品性能的资料获得。 效率值的大小也间接反映了能量损失多少的问题。 3.1.5.2 多级离心压缩机的功率和效率 （ 1） 多级离心压缩机的内功率 多级离心压缩机所需的内功率可表示为诸级总功率之和 ， 即： kWuqHqN iuidfM i lmt o tmi i 2 22 1 )1( （ 2） 多级离心压缩机的效率 多级离心压缩机的效率通常指的是内效率 ， 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 。 i in o u t inm T N p pRTq ln 等温效率： （ 3） 机械损失、机械效率和轴功率 机械损失 在轴承、密封、联轴器以及齿轮箱中所引 起的机械摩擦损失。 mN 轴功率 原动机传递给压缩机轴端的功率 ， 它表示为 kWNNNN m i miz zN 为机械效率，其一般随内功率的增大而升高，与传动形式有关。 m （ 4） 原动机的输出功率 选择电机时，应留有足够的余量，以保证机器的安全运行， 故选取原动机的额定功率一般为： ze NN 3.1 3.2 性能、调节与控制 3.2.1 离心压缩机的性能 3.2.1.1 性能曲线、最佳工况点与稳定工作范围 （ 1） 性能曲线（特性曲线） 在一定转速和进口条件下的压力 比与流量、效率与流量的性能曲 线。 离心压缩机工作性能最主要的参 数是压力比、效率和流量。为将 其工作性能形象表示出来，一般 以曲线的形式表示，就得到了压 缩机的性能曲线。 性能曲线由实验确定。 工况点 级的性能曲线的形成 2 2 22222 2 2 1 1 2 u ukbD c tgq H c HHH v Av i nl th h y dthpol 而 当级一定、转速一定，则无限多叶 片理论能头与叶轮入口容积流量成 直线关系。那么对于有限多叶片理 论能头与叶轮入口容积流量仍成直 线关系。 对于流动损失，由于无法定量计算， 因此：按摩阻损失对待 并考虑变工况下的冲击损失 2 2 2 in m hm h y d Bq c d lH 得到了性能曲线 Hpol qin，但这一曲线在只在压缩机设计 中使用 而工程应用中采用更为直观的 qin曲线。 经换算得： i pol RT H 1 换算得到的 qin曲线和 Hpol qin曲线形状相似。 性能曲线的一般特点： 随流量的减小，压缩机 提供的压力比将增大。 在最小流量时，达到最 大。流量和压力比的关 系是一一对应的，流量 与其他参数的关系也是 一一对应的。 流量有最大和最小两个 极限流量；排出压力也 有最大值和最小值。 效率曲线有最高效率点， 离开该点的工况效率下 降很快。 功率曲线一般随流量增加而向上倾斜，但当压力比 流量曲线 向下倾斜很快时，功率曲线可能先向上倾斜而后逐渐向下倾斜。 （ 2）最佳工况点 性能曲线上的效率最高点称为最佳工况点， 一般是该机器设计计算的工况点。 （ 3）不同转速下的性能曲线 因理论能头正比于转速的平方， 同一台压缩机压缩同一种介质、 在同样的进气条件，高转速的 曲线在上方。 喘振曲线 等效率曲线 高转速时喘振流量大于低转速 的喘振流量。 3.2.1.2 压缩机的喘振与堵塞 （ 1）压缩机喘振的机理 旋转脱离 流量减小 边界层分离 旋转脱离 压缩机喘振 流量进一步减小 脱离团阻塞叶道 出口压力显著下降 倒流 整个压缩机系统发生周期性的低频大振幅的气流振荡现象，就称 为喘振。 现象：级进出口参数产生强烈脉动，叶片振动，机器噪音增大。 喘振的内因：流量过小，小于压缩机的最小流量，导致机内出 现严重的气体旋转脱离； 喘振的外因：管网有一定容积，且压力高于压缩机的排压，造 成气流倒流，产生大幅度的气流脉动。脉动的频率和振幅与管 网容量有关。 （ 2）喘振的危害 压缩机性能恶化，压力、效率降低； 出现异常噪声、吼叫和爆音； 机组出现强烈振动，使得压缩机的轴承、密封损坏，转子和 固定部件发生碰撞，造成机器严重破坏。 喘振原因： 操作者和运行人员的要求： 应具有备标识喘振的压缩机性能曲线的能力 ， 随时了 解压缩机工况点处在性能曲线图上的位置； 运行操作从员应了解压缩机的工作原理 ， 随时注意机 器所在的工况位置； 熟悉各种监测系统和调节控制系统的操作 ， 尽量使机 器不致进入喘振状态 。 （ 3）防喘振的措施 降低运行转速 ， 可使流量减少而不致进入喘振状态 ， 但出口压力随之降低； 在首级或各级设置导叶转动机构以调节导叶角度 ， 使 流量减少时的进气冲角不致太大 ， 从而避免发生喘振 。 在压缩机出口设置旁通管道 ， 让压缩机通过足够的流 量 ， 以防进入喘振状态 。 在压缩机进口设置温度 、 流量监视仪表 ， 出口设置压 力监视仪表 ， 一旦出现异常或喘振及时报警；设有与 防喘振控制操作联动或与紧急停车联动 。 系统设计要求： （ 4）压缩机的阻塞工况（最大流量工况） 产生原因： 流量增大，气流的冲角达到较大的负冲角，在叶片工作 面上发生边界层分离，叶片做功全部转变为能量损失， 压力不再升高，仅用于维持在该流量下流动； 在流道最小截面处出现了声速，边界层分离区急剧扩大， 压缩机达到了阻塞工况，此时压力得不到提高，流量不 再增大。 （ 5）稳定工作范围 在性能曲线上，处于喘振工况 和阻塞工况之间的区域，称为 稳定工作范围。 衡量压缩机性能好坏，除要求 有较高的压力比和较高的效率 外，还有较宽的稳定工作范围。 说明：级与多级压缩机的性能曲线形状基本一致，但 由于受逐级气流密度的变化与影响，级数愈多，压缩 机的性能曲线愈陡。喘振流量愈大，阻塞流量愈小， 稳定工作范围愈窄。 3.2.1.3 压缩机与管网联合工作 （ 1）管网特性曲线 管网特性曲线 :指通过管网的气体流量与保证这个流量通过管网 所需要的压力之间的关系曲线，即 p=f（ qv）曲线。每一种管网 都有自己的特性曲线，其决定于管网本身的结构和用户要求。有 三种形式： 管网阻力与流量无关； 可用 表示的二次曲线； 上面两种形式的混合。 2vAqp （ 2） 压缩机与管网联合工作 平衡工作点 当离心压缩机向管网输送气体时， 如果气体流量和排出压力相当稳 定（即波动很小），说明压缩机 和管网的性能协调，处于稳定操 作状态。 压缩机性能曲线与管网性能（阻 力）曲线的交点称为平衡工作点。 平衡工作点具有的条件： 压缩机的容积流量等于管网的进 气量； 压缩机提供的排压等于管网需要 的端压。 （ 3）平衡工况的稳定性 平衡工况 稳定工况点与不 稳定工况点 稳定工况点的判 别： p i pvc o m pvp i pvc o m pv dq dp dq dp dq dp dq dp 不稳定稳定 通常压缩机的喘振 点位于驼峰曲线的 顶点的左支，故曲 线左支不再画出。 3.2.1.4 压缩机的串联与并联 串联：增大气流的排出压力； 并联：增大气流的输送流量。不适于管网阻力较大的系统。 要求：需保证压缩机的特性与管网特性相互匹配，防止使用 不当出现问题。 串联和并联操作适 用于流量或压力需 长时间增加的操作， 在风机或离心泵中 使用普遍，在压缩 机不常应用。 3.2.3 压缩机的各种调节方法及特点 调节的目的： 使压缩机适应变工况下操作，保持生产 系统的稳定。 调节的方法： 等压调节和等流量调节。 调节原理： 设法改变压缩机的性能曲线和改变管网性 能曲线，其实质是改变压缩机的工况点。 3.2.3.1 压缩机出口节流调节 方法： 调节压缩机出口管道中节流阀门的开度。 特点： 改变管网阻力特性曲线； 减小阀门开度，减小流量，反之亦然； 阀门关小，管网阻力损失增大，系统效率降低； 方法简单，操作方便。仅在风机和小型压缩机上采用。 3.2.3.2 压缩机进口节流调节 方法： 调节进口管道中阀门开度。 特点： 比出口节流调节节省功率； 改变压缩机性能曲线的位置， 达到调节输送气体的流量和压 力的目的； 压缩机性能曲线向小流量方向 移动，使其在更小流量下稳定 运行。 带来一定压力损失使排气压力 降低。 简便常用的方法。 3.2.3.3 采用可转动的进口导叶调节（又称进气预旋调节） 方法： 在叶轮之前设置进口导 叶，并用专门机构，使各个叶 片绕自身的轴转动，从而改变 导向叶片的角度，使叶轮进口 气流产生预旋。 分为正预旋和负预旋。 特点： 改变压缩机性能曲线； 经济性好于进出口节流调节； 机构复杂，实际应用不多，一 般只在风机上使用。 3.2.3.4 采用可转动的扩压器叶片调节 方法： 改变扩压器叶片的进口角，适应来流角。 特点： 改变压缩机性能曲线； 扩大了稳定工作范围 喘振流量减小，对于 等压下调节流量有利； 压力、效率变化小，很 少单独使用； 调节机构复杂。 应用不多。 3.2.3.5 改变压缩机转速的调节 方法： 利用原动机改变转速。 特点： 改变压缩机性能曲线位置； 流量和压力的变化较大，扩大了稳定工况范围； 经济简便的方法，不增加附加能量损失，不需改变压缩机的结 构，但驱动机必须是可调速的。 3.2.3.6 三种调节方法的经济性比较及联合采用两种调节 （ 1）进口节流、进气预旋和改变转速比较 改变转速最为经济。 （ 2）两种方法联合使用 稳定工 作范围 扩大。 例如：改变转速和改变扩压器叶片角度 对上述调节方法做一综合比较： 改变转速的调节方法，经济性最好，调节范围广，适用于蒸汽轮 机、燃气轮机驱动的压缩机。 压缩机进口节流调节方法，方法简单，经济性较好，且具有一定 的调节范围，在转速固定的压缩机、鼓风机等采用。 转动进口导叶调节方法，调节范围较广，经济性也好，但结构较 复杂。 转动扩压器叶片调节方法，使压缩机性能曲线平移，对减小喘振 流量，扩大稳定工作范围很有效，经济性也好，但结构复杂，目前 该法很少单独采用，有时同转速调节法联合使用。 出口节流调节方法最简单，但经济性最差，目前只在通风机和小 功率的压缩机、鼓风机上使用。 同时采用两种调节方法，可取长补短，最有效地扩大压缩机的稳 定工作范围。 对于离心压缩机要保持两机流动相似必须具备的条件： 几何相似： 两机通流部件对应的线性尺寸之比为常数，对应角 度相等。即 几何相似是物理现象相似的先决条件。 运动相似： 流动过程中两机对应点的同名速度大小成比例，且 为一常数，速度方向角相同 。即 实际上一般只要求叶轮进口速度三角形对应 相似 就满足运动相 似的要求。 AAAA Lb b D D D D 2211 2 2 2 2 1 1 1111 1 1 1 1 1 1 rr c w w u u c c 可得： 动力相似： 指两机对应点上作用的同名力大小成比例，且为一 常数，力的方向对应相同。 判别动力相似的判据是动力相似准数：表示粘性影响的决定性 准数是雷诺数；表示可压缩性影响的决定性准数是马赫数。 在气体压缩过程中，气体参数的变化受气体可压缩性的影响， 随马赫数的增大，其影响愈加显著。所以，要保持两机流动相 似，各对应点的马赫数应相等。为了简化以不随工况改变的机 器特征马赫数代替第一级进口马赫数，即动力相似的条件是两 机的特征马赫数相等。 热力相似： 指气体在两机内的流动过程中，气体的热力过程 相似，即两机的气体等熵指数应相等。 等熵指数相等是两机相似的必需条件。 所以，要保持两台离心压缩机流动完全相似，必须具备以下相 似条件： 几何相似； 叶轮进口速度三角形相似； 特征马赫数相等； 气体等熵指数相等。 3.2.2.3 符合相似条件的性能换算 （ 1） 符合相似条件的性能换算（完全相似） 两台机器符合相似条件时，只要知道一台机器的性能参数，就 可应用相似换算得到另一台机器的性能参数 ： 解决的问题： 将模型机试验条件下的性能参数，换算成实物机设计条件时的 性能参数； 新设计制造的机器在产品试验条件下的性能参数，换算成产品 设计时的性能参数。 转速间的关系： 根据特征马赫数相等，绝热指数相等则： inin RT nD TR nD 22 由 in in L RT TRnn 则： 流量间的关系： in in LL V i n V i n RT TR n n q q 23 根据进口速度三角形相似和几何相似，容积流量关系为： in in LLL r r v v RT TR n n u u Ac Ac q q 23 1 12 1 1 1 1 1 1 考虑到进气室流动相似，所以进口处容积流量间的关系 为： polpol 压力比间关系 多变效率间关系 能量头间关系 p o lp o l 功率间关系 in in in in in in L t o tm t o tm t o t t o t RT TR p p TR RT Hq Hq N N 2由 NppRT TRN in in in in L 2则： （ 2） 近似符合相似条件的性能换算 k值相等而 M数不等的近似性能换算 k值不相等的近似性能换算 按压缩机进出口比体积比相等的近似性能换算。 保持马赫数近似相等的性能换算。 实际产品试验、模型试验，由于受条件限制，不能保证模型机 的试验条件与实物机的设计条件完全相符合相似条件，只能满 足部分相似条件，需补充一些条件，使工况保持近似相似，进 行性能换算的过程。 (3)模化设计 模化设计： 把一台已有性能良好的压缩机作为样机 （模型机），设计一台完全相似的新机器（实物机） 的过程。 设计过程： 选择合适的模化样机和模化点； 确定几何尺寸的 缩放比 ； 确定新机器的 转速 ； 确定 功率 ； 根据模型机的性能曲线，利用上述符合相似条件的 性能参数换算有关公式，得到新机器的性能曲线。 3.2.2.4 通用性能曲线 通用性能曲线：与运行 条件无关，给符合相似 条件的机器及按相似条 件组成系列化的所有机 器均带来了方便，得到 了广泛的应用。 采用组合参数来表示 来表示其性能曲线。