《离心压缩机》讲义解析Word文档下载推荐.docx

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2速度型

靠叶片高速旋转，使气体得到很大的速度能，再把速度能转换成压力能的机器。

按气体排出的流动方向分为：

离心式气体沿叶片径向排出。

速度型轴流式气体沿叶片轴向排出。

混流式气体沿轴向45˚排出。

图1－1活塞式图1－2 

罗茨式

图1－3 

滑片式图1－4 

图1－5 

离心式图1－6 

斜流式机

图1－7 

轴流式机械图1－8 

横流式

第二部分离心压缩机

一概述

1离心式风机的分类。

根据排气压力的高低，可分为：

通风机，排气压力低于0。

015MPa（或小于1500mm水柱）

鼓风机，排气压力在0。

015—0。

35MPa

压缩机，排气压力高于0.35MPa图1－9 

喷射式

2离心式压缩机的分类。

根据结构分为：

水平剖分型、筒型、等温型三种。

注：

等温型是把各级叶轮压缩的气体，通过级间冷却器冷却后再导入下一级的一种压缩机。

3离心压缩机的工作原理

一般说，提高气体压力的主要目标就是增加单位容积内气体分子的数量，也就是缩短气体分子与分子间的距离。

为了达到这个目标，除了采用挤压元件来挤压气体的容积式压缩方法以外，还有一种用气体动力学的方法，即利用机器的作功元件（高速回转的叶轮）对气体作功，使气体在离心场中压力得到提高，同时动能也大为增加，随后在扩张流道中流动时这部分动能又转变成静压能，而使气体压力进一步提高，这就是离心式压缩机的工作原理或增压原理。

4型号

目前国家还没有统一的标准编号办法，各生产厂家自行编号。

常用的:

DA□—□□

设计顺序号；

叶轮级数；

第一级吸入状态下的流量；

m³

/min

离心压缩机的标志。

例如：

DA220—72吸入状态下气体的流量为220m³

/min，压缩机级数为7级，第二次设计的离心压缩机。

DA350—61吸入状态下气体的流量为350m³

/min，压缩机级数为6级，第一次设计的离心压缩机。

还有：

□□-□□

叶轮数量

叶轮直径cm

壳体结构型式

段数（1不标）

结构型式代号：

MCL---壳体为水平剖分式

BCL---壳体为垂直剖分式

例如：

2MCL—4562段压缩，壳体为水平剖分，叶轮直径45cm，叶轮数量6只。

其它的还有：

DH是双轴四级压缩，VK是双轴三级压缩。

5离心式压缩机的优缺点：

（同往复式比）

优点：

（1）、离心式压缩机的气量大，结构筒单紧凑，重量轻，机组尺寸小，占地面积小。

（2）、运转平稳，操作可靠，运转率高，摩擦件少，因之备件需用量少，维护费用及人员少。

（3）、在化工流程中，离心式压缩机对化工介质可以做到绝对无油的压缩过程。

（4）、离心式压缩机为一种回转运动的机器，它适宜于工业汽轮机或燃汽轮机直接拖动。

对一般大型化工厂，常用副产蒸汽驱动工业汽轮机作动力，为热能综合利用提供了可能。

缺点

（1）、离心式压缩机目前还不适用于气量太小及压比过高的场合。

（2）、离心式压缩机的稳定工况区较窄，其气量调节虽较方便，但经济性较差。

（3）、目前离心式压缩机效率一般比活塞式压缩机低5-10%，因能量损失大。

压缩比---出口与进口绝对压力之比。

二、离心压缩机的总体结构

离心式压缩机由转子及定子两大部分组成。

转子包括主轴，固定在轴上的叶轮、轴套、平衡盘、推力盘及联轴节等零部件。

定子则有气缸，定位于缸体上的各种隔板以及轴承等零部件。

在转子轴端及转子与定子之间需要密封气体之处还设有密封元件。

在压缩机的每段里，一般是由几个或一个压缩机级所组成。

每个级是由一个叶轮及其相配合的固定元件所组成。

固定元件有吸气室、扩压器、弯道、回流器及蜗壳等组成。

图8-1 

离心式压缩机纵剖面结构图

1:

吸气室2:

叶轮3:

扩压器4:

弯道5:

回流器6:

涡室7，8:

密封9:

隔板密封10:

轮盖密封11:

平衡盘12:

推力盘13:

联轴节14:

卡环15:

主轴16:

机壳17:

轴承18:

推力轴承19:

隔板20:

导流叶片

三、离心压缩机的基本方程

1速度三角形

由于叶轮作高速旋转而带动气体随着叶轮作圆周方向的运动（圆周速度u），又由于离心力的作用，气体沿着叶片从叶轮的进口流到叶轮的出口，气流对叶轮作相对运动（相对速度w）。

对固定不动的机壳来说，气体在做绝对运动（绝对速度C）。

绝对速度C等于圆周速度u和相对速度w的矢量和。

即：

C=u+w

后向叶片叶轮的速度三角形

四、离心压缩机的功率和效率

离心压缩机中的损失可以分成流动损失，泄漏损失，轮阻损失和机械损失，其中流动损失引起压力的降低，泄漏损失引起流量的减少，轮阻损失和外部机械损失则必多耗功。

1流道损失

气体在吸气室、叶轮、扩压器、弯道和回流器等元件中流动时产生的损失。

包括流动损失和冲击损失。

而流动损失又包括摩擦损失、边界层分离损失、局部损失和尾迹损失。

（1）摩擦损失---气体在流动过程中，气体之间、与叶轮、轮盖、扩压器等器壁之间产生摩擦而损失的能量。

（2）边界层分离损失---在减速增压的通道中，近壁边界层容易增厚，甚至形成分离旋涡巨流，从而造成分离损失。

如图所示：

边界层分离示意图

（3）尾迹损失---由于实际叶片具有一定厚度，气体从叶片之间的流道流出时，产生涡流所造成的损失。

（4）冲击损失---当气体流量大于或小于压缩机设计流量时，因为气流进入叶轮和扩压器时与叶片的进口角不一致，所以气流与叶轮和扩压器发生冲击，引起边界层分离而产生的损失，称为冲击损失。

不同冲角下叶轮流道中气流分离情况

2轮阻损失

叶轮是在气体中作高速旋转运动，叶轮的轮盘和轮盖两侧与气体发生摩擦而引起的能量损失。

3漏气损失

由于内部之间或向外部漏气所造成的能量损失。

4功率和效率

A有效功率Ne-有效容积流量Q的气体通过压缩机后增加的总能量。

B内功率Ni-实际消耗于气体上的功率。

C轴功率Ns-压缩机输入的功率为轴功率Ns。

D原动机的输出功率-原动机的额定功率一般为Ne≥1.3Nz。

五、离心压缩机的性能曲线

1级的性能曲线—指气体流过该级时所得到的压力比ε、效率η及功率N随该级的进气量Qj而变化的曲线。

即ε-Qj、η-Qj、N-Qj的曲线。

这些曲线是由试验测得。

2离心压缩机的性能曲线---与级的曲线类似。

指整机的压力比ε、效率η及功率N随进口气体流量Q而变化的曲线。

也是由试验测得。

3压缩机性能曲线的特点：

压力比ε随着流量的增加而下降。

功率和效率随着流量的增加而增加，当达到某一流量时，流量再增加则功率和效率下降。

4管路特性曲线---当管路与设备情况一定时，即管路两端的压力、管路尺寸、长度、管件个数及尺寸、阀门的开启程度都一定时，气体流过管路时对每千克气体所需的功与单位时间流过该管路的气量Q之间的关系曲线Hi-Q（也可用管端压力与气体流量表示，即P-Q曲线）。

5离心压缩机的工作点

把压缩机的性能曲线Pκ-Qj同管路特性曲线Pe-Qj画在同一坐标上，横轴以Qj表示，纵轴以压力P表示，则两曲线的交点M即为压缩机的工作点。

当压缩机和管路的性能曲线一定时，压缩机只能在两曲线的焦点M工作。

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。

在最佳工况点左右两边的各工况点，其效率均有所降低。

6喘振

喘振又叫“飞动”，是离心压缩机的一种特殊现象。

压缩机有一个最小设计流量，当实际工作流量小于最小流量一定程度时，气流进入叶片的方向与叶片进口角度不一致，即冲角I>

0这时在叶片的非工作面产生气体分离（旋转分离）。

当冲角达到某一值时，旋转分离区域联成一片，占据流道。

压缩机不再排气，管路中气体就会倒回来，弥补流量不足，经叶轮压缩重新流出。

这一股气打出后，流量又没了，气体又倒回来。

这样周而复始的改变流向，机器和管线中就会产生“低频高振幅”的压力脉动，并发出如“牛吼叫”般的噪音。

这实际上是气流在交替倒流和排气时产生的强大的气流冲击。

这种冲击引起机器强烈的振动，如不及时采取措施，将使压缩机遭到严重破坏。

这就是“喘振”

离心压缩机的喘振一般是由叶片扩压器中气流边界层分离，并扩及整个流道所引起的。

喘振的特征:

“低频高振幅”的压力脉动，声音有如牛吼。

7离心压缩机的三种工况

（1）喘振工况—-最小流量时的工况。

（2）阻塞工况（滞止工况）—最大流量时的工况。

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“阻塞”工况，但压缩机在偌大的流量下，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，仅够用来克服排气管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。

（3）正常工况--喘振工况与滞止工况之间的工作范围。

8离心压缩机的工作点与喘振的关系。

离心压缩机的ε-Q曲线是一条在气量不为零处有一最高点的曲线。

最高点右侧称为稳定工作区，左侧称为不稳定工作区（喘振区）。

最高点所对应的气量为压缩机喘振的最小流量Qjmin。

9影响、产生喘振的因素。

当压缩机的性能曲线与管网性能曲线两者或两者之一发生变化时，交点就要变动，也就是说压缩机的工况将有变化，从而出现变工况操作。

离心压缩机的特性曲线（ε-Q）与压缩机的转速、介质的性质及进气状态有关。

性能曲线的变化如图所示。

离心压缩机的变工况有时并不是在人们有意识的直接控制下（例如调节阀门等）发生的，而是间接地接受到生产系统乃至驱动机的意

外干扰而发生。

化工厂离心式压缩机经常发生意料之外的喘振。

举例如下。

a、某压缩机原来进气温度为20℃，工作点在A点（见图a），因生产中冷却器出了故障，使来气温度剧增到60℃，这时压缩机突然出现了喘振。

其原因，就是因为进气温度升高，使压缩机的性能曲线下移，由线1下降为1’，而管网性能曲线未变，压缩机的工作点变到A’点，此点如果落在喘振线上，就会出现喘振。

b、某压缩机原在图b所示的A点正常运行，后来由于某种原因，进气管被异物堵塞而出现了喘振。

分析其原因就是因为进气管被堵，压缩机进气压力从Pj下降为Pj’使机器性能曲线下降到1’线，管网性能曲线无变化，于是工作点变到A’，落入喘振线所致。

c、某压缩机原在转速为n1下正常运行，工况点为A点（见图C）。

后来因为生产中高压蒸汽供应不足，作为驱动机的蒸汽轮机的转速下降到n2，这时压缩机的工作点A’落到喘振区，因此产生喘振。

此外，还有因为气体分子量改变而导致喘振的事例。

分子量减小，压缩机的性能曲线将向左下方移动，如进入喘振区，就会发生喘振。

以上几种情况都是因压缩机性能曲线下移而导致喘振的，管网性能并未改变。

有时候则是因为管网性能曲线发生变化（例如曲线上移

或变陡）而造成喘振。

管网性能变化造成喘振的情况图

某压缩机原在A’点工作（见图6-13）,后来因为生产系统出现不稳定,管网中压力大幅度上升，管网性能曲线由2上移到线2’（此时压缩机的性能曲线未变），于是压缩机出现了喘振。

还有一种类似情况就是当把排气管阀门关得太小时，管网性能曲线变陡，一旦使压缩机的工作点落入喘振区，喘振就突然发生。

当某种原因使压缩机和管网的性能都发生变化时，只要最终结果是两曲线的交点落在喘振区内，就会突然出现喘振。

譬如说在离心压缩机开车过程（升速和升压）和停车过程（降速和降压）中，两种性能曲线都在逐渐变化，改变转速就是改变压缩机性能曲线，使系统中升压或降压就是改变管网性能曲线。

在操作中必须随时注意使两者协调变化，才能保证压缩机总在稳定工况区内工作。

10防止喘振的措施

防喘振的原理就是针对着引起喘振的原因，在喘振将要发生时，立即设法把压缩机的流量加大。

出现喘振的原因是压缩机的流量过小，小于压缩机的最小流量，管网的压力高于压缩机所提供的排压，造成气体倒流，产生大幅度的气流脉动。

常用措施：

（1）将一部分气体经防喘振阀放空。

（2）将部分气体由旁路送往吸气管。

（3）使压缩机与供气系统脱开。

六、离心压缩机的零部件

（一）转动元件—转子

在离心压缩机中，把由主轴、叶轮、平衡盘、推力盘、联轴器、套筒（或轴套）以及紧圈和固定环等转动元件组成的旋转体称为转子。

临界转速的概念：

当转子的固有自振频率与转子的工作频率（转速）相同时，振动加剧发生共振。

此时的转速称为转子的临界转速。

工作转速低于第一阶临界转速的转子称为刚性转子，大于第一阶临界转速的转子称为柔性转子。

实际转速应该远离临界转速，否则将发生事故。

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 

n≤0.75nc1 

对于柔性转子 

1.3nc1≤n≤0.7nc2 

为了防止可能出现的轴承油膜振荡，工作转速应低于二倍的第一阶临界转速，即n≤2nc1

由于转子作高速旋转运动，所以需要平衡。

凡是可以在静止状态下测定转子不平衡重量所在的方位，同时又能确定平衡重应加的位置和大小，这种找平衡的方法成为静平衡。

静平衡主要用于平衡盘形转子的惯性力。

凡是只能在转动状态下才能测定转子不平衡重量所在的方位，以及确定平衡重应加的位置和大小，这种找平衡的方法成为动平衡。

刚性转子的动平衡可以通过平衡机来平衡惯性力和惯性力偶，消除转子在弹性支承上的振动。

1主轴

主轴是起支持旋转零件及传递扭矩作用的。

主轴一般设计成阶梯形或节鞭形。

主轴上的零件与轴配合，一般采用红套的办法（加热，过盈量0。

30-0。

50mm）。

用键连接时，各级叶轮的键槽应错开180°

，对强度及平衡有好处。

2叶轮

叶轮是离心式压缩机中最重要的一个部件，驱动机的机械功即通过此高速回转的叶轮对气体作功而使气体获得能量，它是压缩机中唯一的作功部件，亦称工作轮。

叶轮一般是由轮盖、轮盘和叶片组成的闭式叶轮，也有没有轮盖的半开式叶轮。

按制造方法分为：

铆接、铸造、焊接、电蚀等。

按叶轮的弯曲型式分：

前弯、后弯、径向三种

前弯叶轮做功最大，后弯叶轮做功最小，径向叶轮居中。

但前弯叶轮效率低，不用（仅通风机中用）。

压缩机中采用后弯式叶轮，它又分为一般弯曲（β２ɑ=30°

-60°

）（压缩机中常用，称压缩机型）和强后弯曲（β２ɑ=15°

-30°

）（水泵中应用广，压缩机中只有在中、小流量高压压缩机最后几级中用，称水泵型）两种。

3转子的轴向力及平衡。

离心式压缩机工作时叶轮两侧的压力不等，即叶轮背后气体的压力高于叶轮进口气体的压力，使转子受到一个指向低压端的轴向力。

轴向力对于压缩机的正常运行是有害的，使转子向一端窜动，导致转动件与固定元件之间失去正确的相对位置，情况严重时，转子可能与固定部件碰撞造成事故。

轴向力的大小可以根据离心压缩机的叶轮受力情况来计算。

在离心压缩机中，转子上的轴向力一般使用止推轴承来平衡，但为了减轻止推轴承的负荷，常利用平衡盘将大部分轴向力平衡掉，剩余部分由止推轴承来承受。

平衡盘是利用它两边气体压力差来平衡轴向力的零件。

它装在压缩机高压端的轴上，一侧与高压端出口压力相通，另一侧通向大气或进气管，即保持两侧的差压，又可以减少泄漏。

在平衡盘外缘与固定元件之间装有迷宫密封，用来防止气体漏出。

轴向力的平衡也可以通过叶轮的两面进气和叶轮反向安装来平衡。

必须说明，转子轴向力平衡的目的是为了减少轴向力，减轻止推轴承的负荷，但必须保留一定的轴向力作用于止推轴承上，否则，转子工作时将会来回窜动。

4推力盘

由于平衡盘只平衡部分轴向力，其余轴向力通过推力盘传给止推轴承上的止推块，构成力的平衡，推力盘与推力块的接触表面，应做得很光滑，在两者的间隙内要充满合适的润滑油，在正常操作下推力块不致磨损，在离心压缩机起动时，转子会向另一端窜动，为保证转子应有的正常位置，转子需要两面止推定位，其原因是压缩机起动时，各级的气体还未建立，平衡盘二侧的压差还不存在，只要气体流动，转子便会沿着与正常轴向力相反的方向窜动，因此要求转子双面止推，以防止造成事故。

1-推力盘 

2-推力块

5轴套

轴套的作用是使轴上的叶轮与叶轮之间保持一定的间隔，防止叶轮在轴上发生窜动。

（二）固定元件—定子

定子包括机壳、隔板、密封、进气室和蜗室等部件。

隔板之间形成扩压器、弯道和回流器等固定元件。

1吸气室

吸气室的作用在于把气体从进气管道或中间冷却器中顺利的、均匀的引入叶轮。

吸气室的基本形式：

a轴向进气的吸入室

b径向进气的肘管式吸入室

c径向进气半蜗壳的吸入室

d水平进气半蜗壳的吸入室

2扩压器

扩压器的作用就是把叶轮出来的高速气流的动能转变成静压能。

气体从叶轮流出时，它仍具有较高的流动速度。

对压缩机来言，以提高静压能（压力）为主而不是速度。

对速度的要求只是能保证在一定的通流面积的输气管中维持所需的气量就可以了。

为了充分利用这部分速度能，以提高气体的压力，在叶轮后面设置了流通面积逐渐扩大的扩压器。

扩压器一般有无叶、叶片、直壁形扩压器等多种形式。

3弯道及回流器

在多级离心式压缩机中级与级之间，气体必须拐弯，就采用弯道，弯道是由机壳和隔板构成的弯环形空间。

在弯道后面连接的通道就是回流器，回流器的作用是使气流按所需的方向均匀地进入下一级，它由隔板和导流叶片组成。

导流叶片通常是圆弧的，可以和气缸铸成一体也可以分开制造，然后用螺栓连接在一起。

4蜗壳

蜗壳的主要目的，是把扩压器后，或叶轮后流出的气体汇集起来引出机器。

蜗壳的截面形状有圆形、犁形、梯形和矩形。

（三）轴承

离心式压缩机有径向轴承和推力轴承，都采用滑动轴承。

径向轴承的作用是支承转子并保持转子在一定的径向位置，使之高速正常运转。

止推轴承则承受转子上剩余轴向力，限制转子向低压端的轴向窜动，保持转子在气缸中的轴向位置。

一般装于转子的低压端。

1滑动轴承简介

滑动轴承由轴承座和轴套或轴瓦及润滑系统三部分组成。

轴颈在轴承内旋转，润滑油在轴颈及轴瓦之间形成油膜，以减少摩擦与磨损。

滑动轴承按其摩擦性质及形成油膜的作用原理可分为动压轴承及静压轴承；

按结构形式分为整体式（轴套式）和对开式（轴瓦式）两大类。

2动压轴承的工作原理

（1）动压润滑的形成原理

动压轴承是利用油的粘性和轴颈的高速旋转，把润滑油带进轴和轴承孔的楔形空间，建立起压力油膜，使轴颈与轴承被油膜隔开，并在轴承中转动，形成液体动压润滑。

（2）形成动压润滑的三个条件

a轴颈与轴承工作表面之间必须形成楔形间隙，且相对滑动方向必须保证润滑油从大截面流向小截面；

b轴颈与轴承之间应有足够的相对滑动速度；

c润滑油要有一定的粘度，并必须连续供应。

在技能鉴定书上为五个条件：

A轴颈与轴承工作面有一定间隙；

B轴颈有足够的转速；

C润滑油数量足够和黏度合适；

D轴颈、轴承应有精确的几何形状和较小的表面粗糙度值；

E多支承的轴承要保证同轴度。

（3）当转子由静止变为以一定角速度转动时，如图所示，转子轴颈被轴颈和轴承之间收敛间隙中流动着的润滑油动压力托起，从而防止了轴颈和轴承表面的干摩擦与碰撞。

产生润滑油动压力的原因是由于当轴颈相对于轴承运动时，若从上面大间隙进入的油量大于下面小间隙流出的油量，则收敛油楔中的油因受挤压而使动压力立即增大，从而使流进油的速度减慢，使流出油的速度增加，以此维持流人和流出的油流量相等，符合流量的连续性。

收敛油膜亦称油楔，它之所以能承受一定的外载荷，是由于能产生流体动压力，托起的轴颈被推向一边，在一般情况下，轴颈就处于这样一个偏心的位置上稳定运转。

两中心连线OO’的长度e称为偏心距，OO’连线与外载荷W的作用线之间的夹角称为偏位角。

每个偏心距e，都反映一定的油楔形状，并一一对应着一定的载荷W和偏位角，且偏心距e越大，最小油膜厚度hmin越小，承载能力就越大。

3轴承的油膜振荡

油膜振荡是由于滑动轴承中的油膜作用而引起的旋转轴的自激振荡，可产生与转轴达到临界转速时同等的振幅或更加激烈。

油膜振荡不仅会导致高速旋转机械的故障，有时也是造成轴承或整台机组破坏的原因。

当转子受到外界某种干扰时，轴颈上所受到的力不再平衡，此时转子不但绕着轴颈中心旋转，还会绕着轴承中心旋转，从而造成转子不稳定，形成油膜振荡。

它是由于油膜压力所造成的结果，又称为“油击”或“甩转”。

A油膜振荡的几点性质：

（1）油膜振荡发生于转轴两倍临界转速以上，其甩动方向与转轴旋转方向一致；

（2）油膜振荡的甩转角速度与转轴旋转角速度无关，约等于转轴临界转速时的角速度；

（3）油膜振荡与转轴在临界转速下产生的振动不同，一旦发生，转速增加也不会停止；

（4）缩短轴承宽度则不易发生油膜振荡；

（5）轴承的支承若做成自动调心式，在安装轴的两端轴承时使其有少量的不同心度，对于防止油膜振荡也有一定的作用。

B影响油膜振荡的因素：

（1）轴系结构设计　它影响转轴的刚度，也即影响临界转速；

同时也影响转轴的载荷分布及轴的挠曲程度；

转轴在工作过程中偏心率的大小将影响其临界转速，同时也影响轴承的工作条件，即轴承的工作性能。

（2）轴承负载　轴承的负荷偏低，产生油膜振荡或其它异常振动。

（3）轴承进油温度　油温对油膜振荡有很大的影响，当其它条件不变时，油温高则油的粘度低，最小油膜厚度变小，轴承的工作点、油膜刚度和阻尼系数都将发生变化。

一般情况下，油温高，最小油膜厚度小，偏心率大，轴承不易产生油膜振荡，即稳定转速提高的缘故。

（4）轴瓦间隙　轴瓦间隙影响轴承的稳定性，主要是由于影响轴承运行的最小间隙，最小间隙是稳定工作的重要依据。

最小间隙越小，轴承工作越稳定。

（5）其它因素　轴承紧力、支承座、基础的刚度等对轴系稳定性有影响。

定性地说，支承刚度、阻尼增大稳定性提高，特别是增大阻尼对提高稳定性有明显的作用。

C油膜振荡现象有以下特征：

（1）油膜振荡在转子一阶临界转速的两倍以上转速时发生，甩动方向与转轴旋转方向一致，一旦发生振荡，振幅急剧加大，即使再提高转速，振